WO2019155758A1 - ポンプ装置 - Google Patents

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WO2019155758A1
WO2019155758A1 PCT/JP2018/045597 JP2018045597W WO2019155758A1 WO 2019155758 A1 WO2019155758 A1 WO 2019155758A1 JP 2018045597 W JP2018045597 W JP 2018045597W WO 2019155758 A1 WO2019155758 A1 WO 2019155758A1
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WO
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cam ring
drive shaft
pump
pressure chamber
cam
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PCT/JP2018/045597
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English (en)
French (fr)
Inventor
石井　徹哉
Original Assignee
日立オートモティブシステムズ株式会社
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    • F04C29/06—Silencing

Definitions

  • the present invention relates to a pump device.
  • Patent Document 1 discloses a variable displacement vane pump in which a vane is accommodated in a slit of a rotor so as to be able to appear and retract, and a volume of a pump chamber formed between a cam ring inner peripheral surface, a rotor outer peripheral surface, and a vane is changed. Yes.
  • the cam ring is biased by a spring in a direction in which the volume of the pump chamber increases.
  • An object of the present invention is to provide a pump device that can eliminate the spring that biases the cam ring.
  • the cam ring is based on the pressure difference between the first fluid pressure chamber and the second fluid pressure chamber and the pressure of the hydraulic fluid in the discharge region without receiving the biasing force of the spring.
  • it is provided to be movable while rolling on the cam support surface.On the plane perpendicular to the rotation axis of the drive shaft, the contact point between the cam support surface and the cam ring and the rolling center of the cam ring are provided.
  • the angle from the connected first reference line to the starting end of the discharge port in the direction opposite to the rotation direction of the drive shaft is defined as an eccentricity increasing side angle, and the discharge port is moved from the first reference line toward the rotation direction of the drive shaft.
  • the eccentric amount increasing side angle is always larger than the eccentric amount decreasing side angle within the range in which the cam ring can move on the cam support surface. It is provided to so that.
  • the spring for biasing the cam ring can be eliminated.
  • FIG. 1 is an axial cross-sectional view showing a variable displacement vane pump 1 of Embodiment 1.
  • FIG. FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line S2-S2 of FIG.
  • FIG. 3 is an enlarged view of a main part of FIG. It is a schematic diagram which shows the contact state of the cam ring 8 and the cam ring stopper 15.
  • FIG. It is a schematic diagram which shows the relationship between the position of the cam ring 8, and the eccentric amount increase side angle (theta) (alpha).
  • Embodiment 1 1 is an axial sectional view showing a variable displacement vane pump 1 according to a first embodiment
  • FIG. 2 is a sectional view taken along line S2-S2 in FIG. 1
  • FIG. 3 is an enlarged view of a main part excluding the rotor 7 from FIG. is there.
  • variable displacement vane pump (pump device) 1 is disposed in the engine room of the vehicle and is used as a hydraulic pressure generation source for a power steering device (not shown).
  • the variable displacement vane pump 1 has a pump housing 4 and a pump element 5.
  • the variable displacement vane pump 1 performs a pumping action by rotationally driving a pump element 5 by a drive shaft 6.
  • the pump housing 4 is made of an aluminum alloy and has a housing body 4b, an adapter ring 9, and a pressure plate 10.
  • the housing body 4 b has a front body 2 and a rear cover 3.
  • the front body 2 is formed in a bottomed cup shape.
  • the rear cover 3 is bolted to the front body 2 so as to close the internal space of the front body 2.
  • the adapter ring 9 is disposed inside the front body 2 and is formed in a substantially annular shape.
  • the adapter ring 9 is fixed to the inner peripheral surface 2 c of the front body 2.
  • the pressure plate 10 is disposed inside the front body 2 and abuts against the inner bottom surface 2 a of the front body 2.
  • the pressure plate 10 is formed in a substantially disk shape.
  • the pump element 5 is accommodated in a pump element accommodating space 4a surrounded by the adapter ring 9, the pressure plate 10 and the rear cover 3 inside the housing main body 4b.
  • the pump element 5 has a rotor 7 and a cam ring 8.
  • the rotor 7 rotates integrally with the drive shaft 6.
  • the cam ring 8 is located on the outer peripheral side of the rotor 7 and is formed in a substantially annular shape. The cam ring 8 is movable while rolling on the inner peripheral surface of the adapter ring 9 within a predetermined range.
  • the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 with respect to the rotor 7 depends on the offset amount between the center O1 of the inner peripheral edge of the cam ring 8 and the rotational axis O2 of the drive shaft 6 in the cross section orthogonal to the rotational axis of the drive shaft 6. Defined. That is, the amount of eccentricity ⁇ is maximized when the offset amount of O1 with respect to O2 is maximum, and the amount of eccentricity ⁇ is minimized when the offset amount is minimum.
  • a direction along the rotation axis O2 is referred to as an axial direction
  • a radial direction of the rotation axis O2 is referred to as a radial direction
  • a direction around the rotation axis O2 is referred to as a circumferential direction.
  • a cam support surface 9 a that supports the cam ring 8 when the cam ring 8 rolls is formed on the inner peripheral surface of the adapter ring 9.
  • the cam ring 8 moves while rolling on the cam support surface 9a with the center O1 as the rolling center.
  • the cam support surface 9a is formed in a straight line when viewed from the axial direction.
  • a detent pin 11 that restricts the rotation of the cam ring 8 is disposed at a position close to the adapter ring 9.
  • a seal member 13 that seals between the adapter ring 9 and the cam ring 8 is disposed at a position on the inner peripheral surface of the adapter ring 9 that is substantially opposed to the anti-rotation pin 11 in the radial direction.
  • a pair of fluid pressure chambers 14 a and 14 b are formed between the cam ring 8 and the adapter ring 9. That is, the first fluid pressure chamber 14a is formed on one radial side of the cam ring 8, and the second fluid pressure chamber 14b is formed on the other radial side.
  • the cam ring 8 rolls on the cam support surface 9a due to the pressure difference between the fluid pressure chambers 14a and 14b, whereby the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 increases or decreases.
  • a cam ring stopper 15 that contacts the cam ring 8 when the volume of the second fluid pressure chamber 14b is minimized is formed on the inner peripheral surface of the adapter ring 9 on the second fluid pressure chamber 14b side.
  • the cam ring stopper 15 defines a minimum amount of eccentricity of the cam ring 8 with respect to the rotor 7.
  • the center O 1 of the inner peripheral edge of the cam ring 8 and the drive shaft 6 The state where the rotational axis O2 is disconnected is maintained.
  • the cam ring stopper 15 ensures the minimum discharge capacity of a plurality of pump chambers 17 to be described later so that the eccentric amount ⁇ does not become zero.
  • the cam ring stopper 15 ensures a minimum amount of eccentricity of the cam ring 8 with respect to the rotor 7 even when the outer peripheral surface of the cam ring 8 is in contact, so that the plurality of pump chambers 17 can discharge hydraulic oil (hydraulic fluid). Formed.
  • the cam ring 8 may move in the direction in which the eccentric amount ⁇ decreases due to its own weight.
  • the cam ring stopper 15 can secure the minimum eccentric amount, A discharge flow rate can be secured.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing a contact state between the cam ring 8 and the cam ring stopper 15.
  • the contact point between the cam ring 8 and the cam support surface 9a when the cam ring 8 is in contact with the cam ring stopper 15 is defined as a first contact point P1, and the tangent line of the outer peripheral edge of the cam ring 8 at the first contact point P1.
  • the contact between the cam ring 8 and the cam ring stopper 15 when the cam ring 8 is in contact with the cam ring stopper 15 is a second contact A
  • the tangent of the outer peripheral edge of the cam ring 8 at the second contact A is a second tangent T2.
  • an intersection of the first tangent line T1 and the second tangent line T2 is defined as a vertex B.
  • the minor angle ⁇ is an obtuse angle (90).
  • the cam support surface 9a and the cam ring stopper 15 are formed so that ° ⁇ ⁇ 180 °).
  • the rotor 7 has a plurality of slits 7 a cut out along the radial direction of the rotor 7 on the outer peripheral portion thereof.
  • the slits 7a are arranged at an equal pitch in the circumferential direction.
  • a substantially flat vane 16 is accommodated so that it can protrude and retract in the radial direction of the rotor 7.
  • Each vane 16 partitions the annular space between the cam ring 8 and the rotor 7 in the circumferential direction, so that a plurality of pump chambers 17 are formed.
  • the rotor 7 is rotationally driven in the counterclockwise direction in FIG. 2 by the drive shaft 6, so that each pump chamber 17 rotates while increasing or decreasing its volume to perform pump operation.
  • Each vane 16 is pressed against the inner peripheral surface of the cam ring 8 by the pressure of the hydraulic oil introduced into the back pressure chamber 7b formed on the inner peripheral side of each slit 7a.
  • the inner surface 3 a of the rear cover 3 facing the pump element accommodation space 4 a has a portion corresponding to a suction region in which the volume of each pump chamber 17 gradually increases as the rotor 7 rotates.
  • a first suction port 18 having a substantially crescent shape in front view along the direction is formed.
  • the first suction port 18 communicates with a suction passage 19 a formed in the rear cover 3.
  • a second suction port 21 having the same shape as the first suction port 18 is formed on a surface of the pressure plate 10 facing the rotor 7 at a position facing the first suction port 18.
  • the second suction port 21 communicates with the reflux passage 22 formed in the front body 2.
  • the reflux passage 22 communicates with a recess of the front body 2 in which a seal member that seals between the front shaft 2 and the drive shaft 6 is accommodated.
  • the surplus oil of the seal member is supplied to the pump chambers 17 by the pump suction action in the suction area, so that leakage of the surplus oil to the outside is prevented.
  • the second suction port 21 will be described for convenience, and the description of the first suction port 18 will be omitted.
  • the pressure plate 10 faces the rotor 7 along the circumferential direction in a portion corresponding to a discharge region where the volume of each pump chamber 17 gradually decreases as the rotor 7 rotates.
  • a first discharge port 23 having a substantially crescent shape when viewed from the front is formed.
  • the first discharge port 23 has a discharge port main portion 23a and a notch portion 23b.
  • the discharge port main portion 23a is formed in a substantially crescent shape when viewed from the front.
  • the notch portion 23 b extends from the start end 23 a 1 of the discharge port main portion 23 a toward the end 212 of the second suction port 21.
  • the notch portion 23 b is formed in a substantially acute triangle shape such that the flow path cross-sectional area gradually increases as it goes in the rotational direction of the rotor 7.
  • the start end 23a1 is a point in the discharge port main portion 23a where the vane 16 that has left the suction region with the rotation of the rotor 7 first overlaps the discharge port main portion 23a.
  • the end 212 is a point in the second suction port 21 where the vane 16 in the suction region finally overlaps the second suction port 21 as the rotor 7 rotates. There is no notch on the end 23a2 side of the discharge port main portion 23a.
  • the end 23a2 is a point in the discharge port main portion 23a where the vane 16 in the discharge region finally overlaps the discharge port main portion 23a as the rotor 7 rotates.
  • the start end 211 and the end end 212 of the second suction port 21 include notches.
  • the start end 211 is a point in the second suction port 21 where the vane 16 that has left the discharge region with the rotation of the rotor 7 first overlaps the second suction port 21.
  • the discharge region When viewed from the direction of the rotation axis O2, the discharge region is set to an angle range corresponding to a section between the start end (tip end of the notch portion 23b) and the end end 23a2 of the first discharge port 23.
  • the suction area is set to an angle range corresponding to a section between the start end 211 and the end end 212 of the second suction port 21.
  • the angle range corresponding to the section between the end 212 of the second suction port 21 and the start of the first discharge port 23 is the first confinement region, and the end 23a2 of the first discharge port 23 and the second suction port 23
  • the angle range corresponding to the section between the first end 211 and the first end 211 is the second confinement region.
  • Both the confining regions serve as a portion that confines the hydraulic oil in the pump chamber 17 in this region and suppresses communication between the second suction port 21 and the first discharge port 23.
  • the cam ring 8 has a shape in which the shortest distance between the inner peripheral surface of the cam ring 8 and the rotation axis O ⁇ b> 2 of the drive shaft 6 gradually decreases as the drive shaft 6 rotates in the first confinement region.
  • the first discharge port 23 communicates with the discharge passage 19 b through a pressure chamber 24 that is recessed in the inner bottom surface 2 a of the front body 2 facing the pressure plate 10.
  • the hydraulic oil discharged from each pump chamber 17 by the pump discharge action in the discharge region is discharged out of the pump housing 4 through the pressure chamber 24 and the discharge passage 19b and sent to the hydraulic power cylinder of the power steering device.
  • the pressure plate 10 is pressed toward the rotor 7 by the pressure in the pressure chamber 24.
  • a second discharge port 25 having the same shape as the first discharge port 23 is formed on the inner side surface 3 a of the rear cover 3 at a position facing the first discharge port 23.
  • a first suction side back pressure port 42 and a first discharge side back pressure port 43 are formed on a surface of the pressure plate 10 facing the rotor 7.
  • the first suction-side back pressure port 42 is a groove extending in a substantially arc shape in the circumferential direction on the radial inner side of the pressure plate 10 with respect to the second suction port 21, and is disposed in a range overlapping the second suction port 21 in the circumferential direction.
  • the first discharge-side back pressure port 43 is a groove extending in an arc shape in the circumferential direction on the radially inner side of the pressure plate 10 than the first discharge port 23, and is disposed in a range overlapping the first discharge port 23 in the circumferential direction. ing.
  • the circumferential end of the first discharge side back pressure port 43 communicates with the circumferential end of the first suction side back pressure port 42.
  • the first suction side back pressure port 42 and the first discharge side back pressure port 43 are connected to the pressure chamber 24 via the communication hole 46.
  • a second suction side back pressure port 44 which is a groove extending in a substantially arc shape in the circumferential direction of the rear cover 3, is formed at a position facing the first suction side back pressure port 42 on the inner side surface 3 a of the rear cover 3. .
  • a second discharge-side back pressure port 45 which is a groove extending in a substantially arc shape in the circumferential direction of the rear cover 3, is formed at a position facing the first discharge-side back pressure port 43 on the inner side surface 3 a of the rear cover 3. ing.
  • a straight line connecting the contact P between the cam support surface 9a of the adapter ring 9 and the cam ring 8 and the center O1 of the inner periphery of the cam ring 8, that is, the rolling center of the cam ring 8, is defined as a first reference line L1.
  • an axis connecting the middle point between the end 23a2 of the first discharge port 23 and the start end 211 of the second suction port 21 in the circumferential direction of the rotation axis O2 and the center O1 of the inner peripheral edge of the cam ring 8 is a second reference line L2.
  • the angle from the first reference line L1 to the starting end of the first discharge port 23 (the tip of the notch portion 23b) in the direction opposite to the rotation direction (counterclockwise direction) of the drive shaft 6 is set to the eccentric amount increasing side.
  • the angle is ⁇ .
  • the angle from the first reference line L1 to the end of the first discharge port 23 (end 23a2 of the discharge port main portion 23a) in the rotation direction (counterclockwise direction) of the drive shaft 6 is the eccentricity decreasing side angle ⁇ .
  • the eccentric amount increasing side angle ⁇ is always set to be larger than the eccentric amount decreasing side angle ⁇ within a range in which the cam ring 8 can roll on the cam support surface 9a.
  • the cam support surface 9a has a second reference line L2 such that the shortest distance D1 with the second reference line L2 gradually increases from the second fluid pressure chamber 14b side toward the first fluid pressure chamber 14a side. It is inclined with respect to.
  • a control valve 26 for controlling the pump discharge pressure is housed inside the front body 2 on the upper end side.
  • the control valve 26 is arranged with its length direction oriented in a direction perpendicular to the rotation axis O2.
  • the control valve 26 has a valve hole 28, a spool 29 and a control valve spring 30.
  • the opening on the left side of the valve hole 28 in FIG. 2 is closed by a plug 27.
  • the spool 29 is slidably accommodated in the valve hole 28.
  • the spool 29 is a spool valve body formed in a substantially bottomed cylindrical shape.
  • the control valve spring 30 biases the spool 29 toward the plug 27 side.
  • the control valve spring 30 is a cylindrical compression coil spring.
  • a high pressure chamber 28a, an intermediate pressure chamber 28b, and a low pressure chamber 28c are defined by a spool 29.
  • the high pressure chamber 28a is introduced with the hydraulic pressure upstream of the metering orifice (not shown) formed in the discharge passage 19b, that is, the hydraulic pressure of the pressure chamber 24.
  • the intermediate pressure chamber 28b accommodates the control valve spring 30, and the hydraulic pressure downstream of the metering orifice is introduced.
  • the low pressure chamber 28c is formed on the outer peripheral side of the spool 29, and the pump suction pressure is introduced from the suction passage 19a through the low pressure passage 31 (see FIG. 1).
  • the spool 29 moves in the length direction according to the pressure difference between the intermediate pressure chamber 28b and the high pressure chamber 28a, that is, the differential pressure across the metering orifice. Specifically, when the differential pressure across the metering orifice is equal to or less than a preset value, the spool 29 is in contact with the plug 27. At this time, the communication path 32 communicating between the first fluid pressure chamber 14a and the valve hole 28 opens to the low pressure chamber 28c, and a relatively low oil pressure in the low pressure chamber 28c is introduced into the first fluid pressure chamber 14a. On the other hand, when the differential pressure across the metering orifice (not shown) increases beyond the set value, the spool 29 moves away from the plug 27 against the urging force of the control valve spring 30.
  • the communication between the low pressure chamber 28c and the first fluid pressure chamber 14a is gradually cut off, and the high pressure chamber 28a communicates with the first fluid pressure chamber 14a via the communication passage 32.
  • a relatively high hydraulic pressure in the high pressure chamber 28a is introduced into the first fluid pressure chamber 14a. That is, the hydraulic pressure of the low pressure chamber 28c or the high pressure chamber 28a is selectively introduced into the first fluid pressure chamber 14a.
  • the second fluid pressure chamber 14b is connected to the suction passage 19a or the first suction port 18, the pump suction pressure is always introduced.
  • the spool 29 has a relief valve 33 therein.
  • the relief valve 33 maintains a closed state when the pressure in the intermediate pressure chamber 28b is less than a predetermined value.
  • the relief valve 33 enters a valve open state and performs a relief operation.
  • the working oil is recirculated to the suction passage 19a via the 28c and the low pressure passage 31.
  • the relief valve 33 opens and closes the oil passage between the discharge passage 19b and the suction passage 19a.
  • the relief valve 33 includes a valve hole 34, a relief hole 29a, a ball 35, a valve seat member 36, a relief valve spring 37, and a retainer 38.
  • the valve hole 34 is located on the inner peripheral side of the spool 29 and is formed in a substantially cylindrical shape.
  • the relief hole 29a is formed in the spool 29 so as to communicate between the valve hole 34 and the low pressure chamber 28c.
  • the ball 35 is a spherical valve element disposed in the valve hole 34.
  • the valve seat member 36 is a valve seat with which the ball 35 abuts, and is fixed to one side in the axial direction of the valve hole 34 with the ball 35 interposed therebetween.
  • the relief valve spring 37 is disposed in a compressed and deformed state on the other side of the valve hole 34 with the ball 35 interposed therebetween.
  • the relief valve spring 37 is a coil spring.
  • the retainer 38 is interposed between the ball 35 and the relief valve spring 37. The retainer 38 urges the ball 35 toward the valve seat member 36 by a restoring force based on the compression deformation of the relief valve spring 37.
  • the hydraulic pressure of the low pressure chamber 28c is introduced into the first fluid pressure chamber 14a.
  • the pressure in the fluid pressure chamber 14b becomes equal.
  • an internal pressure pressure in the pump chamber 17
  • the internal pressure that acts in the range of the eccentric amount increasing side angle ⁇ in the discharge region generates a force that causes the cam ring 8 to roll in the direction in which the eccentric amount ⁇ increases.
  • the internal pressure that acts in the range of the eccentric amount decrease side angle ⁇ in the discharge region generates a force that causes the cam ring 8 to roll in the direction in which the eccentric amount ⁇ decreases.
  • the eccentric amount increasing side angle ⁇ is always set to be larger than the eccentric amount decreasing side angle ⁇ within a range in which the cam ring 8 can roll on the cam support surface 9a. Therefore, the force that causes the cam ring 8 to roll in the direction in which the eccentric amount ⁇ increases due to the internal pressure acting on the inner peripheral surface of the cam ring 8 is always greater than the force that causes the cam ring 8 to roll in the direction in which the eccentric amount ⁇ decreases. Become. That is, the internal pressure acting on the inner peripheral surface of the cam ring 8 always gives the cam ring 8 a biasing force that causes the cam ring 8 to roll in a direction in which the eccentric amount ⁇ increases.
  • the eccentric amount increasing side angle ⁇ is always set to be larger than the eccentric amount decreasing side angle ⁇ .
  • variable displacement vane pump 1 of the first embodiment the spring that biases the cam ring 8 can be eliminated.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing the relationship between the position of the cam ring 8 and the eccentric amount increasing side angle ⁇ .
  • the solid line indicates the position of the cam ring 8 when the eccentric amount ⁇ is minimum, and the broken line indicates the position of the cam ring 8 when the eccentric amount ⁇ is maximum.
  • the cam ring 8 moves in the pump element accommodation space 4a while rolling on the cam support surface 9a with the center O1 of the inner peripheral edge of the cam ring 8 as the rolling center. For this reason, the eccentric amount increasing side angle ⁇ becomes the maximum value ⁇ max when the eccentricity amount ⁇ is minimum, becomes smaller as the eccentric amount ⁇ increases, and becomes the minimum value ⁇ min when the eccentricity increasing side angle ⁇ is maximum. That is, by adopting a configuration in which the cam ring 8 rolls on the cam support surface 9a, as the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 increases, the cam ring 8 rotates in the direction in which the eccentric amount ⁇ increases due to the internal pressure acting on the cam ring 8. The urging force to move becomes smaller.
  • the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 when the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 is the maximum, the biasing force due to the internal pressure is minimum, so the cam ring 8 is attached in a direction in which the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 decreases against the load due to the internal pressure acting on the cam ring 8.
  • the pressure of the first fluid pressure chamber 14a necessary for energizing can be set low. As a result, it becomes easy to take measures against leakage of hydraulic oil from the first fluid pressure chamber 14a.
  • the second fluid pressure chamber 14 b is connected to the suction passage 19 a or the first suction port 18. Thereby, the pressure in the second fluid pressure chamber 14b becomes a pump suction pressure or a pressure close to the pump suction pressure. For this reason, when generating the pressure difference between the 1st fluid pressure chamber 14a and the 2nd fluid pressure chamber 14b which moves the cam ring 8, the pressure of the 1st fluid pressure chamber 14a can be set low. As a result, it becomes easy to take measures against leakage of hydraulic oil from the first fluid pressure chamber 14a.
  • the cam support surface 9a is in relation to the second reference line L2 so that the shortest distance D1 with the second reference line L2 gradually increases from the second fluid pressure chamber 14b side toward the first fluid pressure chamber 14a side. Inclined.
  • the eccentricity increasing side angle ⁇ can be increased as compared with the case where the shortest distance D1 is constant or gradually decreasing, and therefore the relationship of the eccentricity increasing side angle ⁇ > the eccentricity decreasing side angle ⁇ can be easily established.
  • the cam support surface 9a is linearly formed on a plane perpendicular to the rotational axis O2 of the drive shaft. Accordingly, in the range in which the cam ring 8 can move on the cam support surface 9a, the change tendency when the eccentric amount increasing side angle ⁇ decreases as the eccentric amount ⁇ of the cam ring 8 increases. Various tunings are easy.
  • the notch portion 23b of the first discharge port 23 has a shape extending from the start end 23a1 of the discharge port main portion 23a toward the end 212 of the second suction port 21 in the circumferential direction of the rotation axis O2 of the drive shaft.
  • the increase side angle ⁇ is an angle from the first reference line L1 to the start end of the notch portion 23b in the direction opposite to the rotation direction of the drive shaft 6. Since the pump discharge pressure is introduced into the pump chamber 17 where the notch 23b is open, the amount of eccentricity is increased without excessively shifting the position of the discharge port main portion 23a toward the second suction port 21 side. Wide side angle ⁇ can be taken. Therefore, it is easy to establish the relationship of the eccentricity increasing side angle ⁇ > the eccentricity decreasing side angle ⁇ .
  • the first discharge port 23 does not have a notch at its end 23a2. As a result, the eccentricity decreasing side angle ⁇ can be reduced, so that the eccentricity increasing side angle ⁇ can be widened. Therefore, it is easy to establish the relationship of the eccentricity increasing side angle ⁇ > the eccentricity decreasing side angle ⁇ .
  • the cam ring 8 is a first confinement that is a region between the terminal end 212 of the second suction port 21 and the start end of the first discharge port 23 (tip of the notch portion 23 b) in the space formed between the cam ring 8 and the rotor 7. In the region, as the drive shaft 6 rotates, the shortest distance between the inner peripheral surface of the cam ring 8 and the rotation axis O2 of the drive shaft 6 gradually decreases. That is, by setting a so-called precompression profile in the first confinement region, the pressure in the pump chamber 17 in the first confinement region can be positive.
  • the cam ring stopper 15 is provided toward the second fluid pressure chamber 14b.
  • the cam ring 8 has a shape that comes into contact with the cam ring 8 when the volume of the second fluid pressure chamber 14b is minimized.
  • the first tangent line T1 of the outer periphery of the cam ring 8 at the first contact P1 between the cam ring 8 and the cam support surface 9a when contacting the cam ring 8 and the outer periphery of the cam ring 8 at the second contact A of the cam ring 8 and the cam ring stopper 15 When the intersection point with the second tangent line T2 is the vertex B, the angle between the first line segment connecting the vertex B and the first tangent line T1 and the second line segment connecting the vertex B and the second tangent line T2 is Of these, the minor angle ⁇ is set to be an obtuse angle.
  • the cam ring stopper 15 when the cam ring 8 rolling on the cam support surface 9a contacts the cam ring stopper 15, the cam ring stopper 15 is inclined so as to have an obtuse angle that is larger than a right angle with respect to the cam support surface 9a. The collision of the cam ring 8 with the cam ring stopper 15 becomes gentle, and the collision sound can be reduced.
  • the adapter ring may be molded integrally with the pump housing.
  • the suction port and the discharge port may be provided only on one side of the pressure plate or the rear cover.
  • the pump device of the present invention can also be applied as a hydraulic pressure supply source for pressure fluid utilization equipment other than the power steering device.
  • the pump device is a pump housing, and includes a pump element accommodation space, a suction passage, a discharge passage, a suction port, a discharge port, and a cam support surface, and the suction passage is connected to the suction port.
  • the discharge passage is connected to the discharge port, the pump housing, a drive shaft rotatably provided in the pump housing, and a plurality of slits provided in the drive shaft.
  • a rotor a plurality of vanes provided movably in each of the plurality of slits, and a cam ring, which is formed in an annular shape and provided in the pump element accommodation space;
  • a plurality of pump chambers are formed together with the plurality of vanes, and a first fluid pressure chamber and a second fluid pressure chamber are formed in the pump element accommodating space,
  • the suction port opens to a suction region in which the volume of the pump chamber increases with rotation of the drive shaft among the plurality of pump chambers, and the discharge port extends to the drive shaft after the plurality of pump chambers.
  • the first fluid pressure chamber is a space provided outside the cam ring in the radial direction in the radial direction of the rotation axis of the drive shaft.
  • the volume of the drive shaft is reduced as the amount of eccentricity between the rotation axis of the drive shaft and the center of the inner periphery of the cam ring increases, and the second fluid pressure chamber is a rotation of the drive shaft.
  • a space provided on the radially outer side of the cam ring in the radial direction of the axis, and provided in a portion where the volume increases as the amount of eccentricity between the rotational axis of the drive shaft and the center of the inner peripheral edge of the cam ring increases.
  • the cam ring is not subjected to the biasing force of the spring, and is based on the pressure difference between the first fluid pressure chamber and the second fluid pressure chamber and the pressure of the hydraulic fluid in the discharge region.
  • the cam support surface is movable while rolling on the cam support surface, and a contact point between the cam support surface and the cam ring and a rolling center of the cam ring are arranged on a plane perpendicular to the rotation axis of the drive shaft.
  • the angle from the first reference line connecting to the starting end of the discharge port in the direction opposite to the rotation direction of the drive shaft is defined as an eccentricity increasing side angle, and the rotation direction of the drive shaft from the first reference line
  • the eccentric amount increasing side angle is always within the range in which the cam ring can move on the cam support surface.
  • the cam ring provided so as to be larger than the eccentric amount decreasing side angle.
  • the second fluid pressure chamber is connected to the suction passage or the suction port.
  • the cam support surface includes a terminal end of the discharge port in a circumferential direction of the rotation axis of the drive shaft and the end on the plane perpendicular to the rotation axis of the drive shaft.
  • the axis that connects the midpoint of the starting end of the suction port and the rolling center of the cam ring is the second reference line
  • the shortest distance from the second reference line is the first fluid pressure chamber side from the first fluid pressure chamber side. It inclines with respect to the said 2nd reference line so that it may increase gradually as it goes to the fluid pressure chamber side.
  • the cam support surface is formed in a straight line on a plane perpendicular to the rotation axis of the drive shaft.
  • the discharge port includes a discharge port main portion and a notch portion, and the notch portion is disposed in the circumferential direction of the rotation axis of the drive shaft.
  • the main portion has a shape extending from the start end of the main portion toward the end of the suction port, and the eccentric amount increasing side angle of the notch portion extends from the first reference line in a direction opposite to the rotation direction of the drive shaft. This is the angle to the beginning.
  • the discharge port does not have a notch at its end.
  • the cam ring is a region between a terminal end of the suction port and a start end of the discharge port in a space formed between the cam ring and the rotor.
  • the first confinement region has a shape in which the shortest distance between the inner peripheral surface of the cam ring and the rotation axis of the drive shaft gradually decreases with the rotation of the drive shaft.
  • the pump housing includes a cam ring stopper, the cam ring stopper is provided toward the second fluid pressure chamber, and the cam ring includes the second fluid.
  • the minor angle is provided to be an obtuse angle.

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Abstract

カムリング（８）は、カム支持面（９ａ）上を転がりながら移動可能に設けられており、駆動軸（６）の回転軸線（Ｏ２）に対し直角な平面上において、カム支持面（９ａ）とカムリング（８）との接点（Ｐ）とカムリング（８）の転動中心（Ｏ１）とを結んだ第１基準線（Ｌ１）から駆動軸（６）の回転方向とは反対方向に向かって第１吐出ポート（２３）の始端（ノッチ部（２３ｂ）の先端）までの角度を偏心量増大側角度（θα）とし、第１基準線（Ｌ１）から駆動軸（６）の回転方向に向かって第１吐出ポート（２３）の終端（２３ａ２）までの角度を偏心量減少側角度（θβ）としたとき、カムリング（８）がカム支持面（９ａ）上を移動可能な範囲内において、偏心量増大側角度（θα）が常に偏心量減少側角度（θβ）よりも大きくなるように設けられている。

Description

ポンプ装置
　本発明は、ポンプ装置に関する。
　特許文献１には、ロータのスリットにベーンが出没可能に収容され、カムリング内周面とロータ外周面とベーンとの間に形成されるポンプ室の容積を変化させる可変容量形ベーンポンプが開示されている。カムリングは、スプリングによりポンプ室の容積が増大する方向に付勢されている。
特開２０１６－９８８０２号公報
　しかしながら、上記従来技術にあっては、スプリングの収容部を確保しなければならないため、構造が複雑化するという問題があった。
　本発明の目的の一つは、カムリングを付勢するスプリングを廃止できるポンプ装置を提供することにある。
　本発明の一実施形態におけるポンプ装置において、カムリングは、スプリングの付勢力を受けることなく、第１流体圧室と第２流体圧室の圧力差および吐出領域における作動液の圧力に基づき、ポンプ要素収容空間の中において、カム支持面上を転がりながら移動可能に設けられており、駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、カム支持面とカムリングとの接点とカムリングの転動中心とを結んだ第１基準線から駆動軸の回転方向とは反対方向に向かって吐出ポートの始端までの角度を偏心量増大側角度とし、第１基準線から駆動軸の回転方向に向かって吐出ポートの終端までの角度を偏心量減少側角度としたとき、カムリングがカム支持面上を移動可能な範囲内において、偏心量増大側角度が常に偏心量減少側角度よりも大きくなるように設けられている。
　よって、本発明にあっては、カムリングを付勢するスプリングを廃止できる。
実施形態１の可変容量形ベーンポンプ１を示す軸方向断面図である。 図１のＳ２－Ｓ２線矢視断面図である 図２からロータ７を除いた要部拡大図である。 カムリング８とカムリングストッパ１５との当接状態を示す模式図である。 カムリング８の位置と偏心量増大側角度θαとの関係を示す模式図である。
　〔実施形態１〕
　図１は実施形態１の可変容量形ベーンポンプ１を示す軸方向断面図、図２は図１のＳ２－Ｓ２線矢視断面図、図３は図２からロータ７を除いた要部拡大図である。
　可変容量形ベーンポンプ（ポンプ装置）１は、車両のエンジンルーム内に配置され、図外のパワーステアリング装置の油圧発生源として用いられる。可変容量形ベーンポンプ１は、ポンプハウジング４およびポンプ要素５を有する。可変容量形ベーンポンプ１は、駆動軸６によりポンプ要素５を回転駆動することでポンプ作用を行う。
　図１に示すように、ポンプハウジング４は、アルミニウム合金製であって、ハウジング本体部４ｂ、アダプタリング９およびプレッシャプレート１０を有する。ハウジング本体部４ｂは、フロントボディ２およびリアカバー３を有する。フロントボディ２は、有底カップ状に形成されている。リアカバー３は、フロントボディ２の内部空間を塞ぐようにフロントボディ２とボルト締結されている。アダプタリング９は、フロントボディ２の内部に配置され、略円環状に形成されている。アダプタリング９は、フロントボディ２の内周面２ｃに固定されている。プレッシャプレート１０は、フロントボディ２の内部に配置され、フロントボディ２の内底面２ａと当接する。プレッシャプレート１０は、略円盤状に形成されている。
　図１、図２に示すように、ポンプ要素５は、ハウジング本体部４ｂの内部であって、アダプタリング９、プレッシャプレート１０およびリアカバー３で囲まれたポンプ要素収容空間４ａに収容されている。ポンプ要素５は、ロータ７およびカムリング８を有する。ロータ７は、駆動軸６と一体に回転する。カムリング８は、ロータ７の外周側に位置し、略円環状に形成されている。カムリング８は、所定の範囲内において、アダプタリング９の内周面上を転がりながら移動可能である。
　図２に示すように、ロータ７に対するカムリング８の偏心量δは、駆動軸６の回転軸線の直交断面におけるカムリング８の内周縁の中心Ｏ１と、駆動軸６の回転軸線Ｏ２とのオフセット量によって定義される。つまり、Ｏ２に対するＯ１のオフセット量が最大のときに偏心量δは最大となり、オフセット量が最小のときに偏心量δは最小となる。以下、回転軸線Ｏ２に沿う方向を軸方向、回転軸線Ｏ２の放射方向を径方向、回転軸線Ｏ２周りの方向を周方向という。
　アダプタリング９の内周面には、カムリング８の転動時にカムリング８を支持するカム支持面９ａが形成されている。カムリング８は、中心Ｏ１を転動中心としてカム支持面９ａ上を転がりながら移動する。カム支持面９ａは、軸方向から見て直線状に形成されている。アダプタリング９の内周面において、アダプタリング９と近接する位置には、カムリング８の回転を規制する回り止めピン１１が配置されている。また、アダプタリング９の内周面のうち径方向で回り止めピン１１と径方向に略対向する位置には、アダプタリング９とカムリング８との間をシールするシール部材１３が配置されている。カムリング８およびアダプタリング９間には、一対の流体圧室１４ａ，１４ｂが形成されている。つまり、カムリング８の径方向一方側には第１流体圧室１４ａが形成され、径方向他方側には第２流体圧室１４ｂが形成されている。両流体圧室１４ａ，１４ｂ間の圧力差によりカムリング８がカム支持面９ａ上を転がることで、カムリング８の偏心量δが増減する。
　アダプタリング９の第２流体圧室１４ｂ側の内周面には、第２流体圧室１４ｂの容積が最小となるときカムリング８と当接するカムリングストッパ１５が形成されている。カムリングストッパ１５は、カムリング８のロータ７に対する最小偏心量を規定するものであり、カムリング８の外周面がカムリングストッパ１５に当接した状態において、カムリング８の内周縁の中心Ｏ１と駆動軸６の回転軸線Ｏ２とが外れた状態を維持する。カムリングストッパ１５は、偏心量δがゼロとならないように、後述する複数のポンプ室１７の最小吐出容量を保障する。つまり、カムリングストッパ１５は、カムリング８の外周面が当接した状態でも、カムリング８のロータ７に対する最小偏心量が確保され、複数のポンプ室１７が作動油（作動液）を吐出可能となるように形成される。特に、可変容量形ベーンポンプ１の車両搭載位置によっては、カムリング８が自重により偏心量δが減少する方向に移動することがあるが、カムリングストッパ１５により最小偏心量を確保できるため、ポンプ起動時における吐出流量を確保できる。
　図４は、カムリング８とカムリングストッパ１５との当接状態を示す模式図である。
　図４に示すように、カムリング８がカムリングストッパ１５に当接しているときのカムリング８とカム支持面９ａとの接点を第１接点Ｐ１とし、第１接点Ｐ１におけるカムリング８の外周縁の接線を第１接線Ｔ１とする。また、カムリング８がカムリングストッパ１５に当接しているときのカムリング８とカムリングストッパ１５との接点を第２接点Ａとし、第２接点Ａにおけるカムリング８の外周縁の接線を第２接線Ｔ２とする。さらに、第１接線Ｔ１と第２接線Ｔ２との交点を頂点Ｂとする。実施形態１では、頂点Ｂと第１接線Ｔ１とを結ぶ第１線分と、頂点Ｂと第２接線Ｔ２とを結ぶ第２線分とによって挟まれる角度のうち、劣角θγが鈍角（９０°＜θγ＜１８０°）となるように、カム支持面９ａおよびカムリングストッパ１５が形成されている。
　図２に示すように、ロータ７はその外周部に、ロータ７の径方向に沿って切り欠かれた複数のスリット７ａを有する。各スリット７ａは、周方向に等ピッチで並ぶ。各スリット７ａには、略平板状のベーン１６がロータ７の径方向で出没自在に収容されている。各ベーン１６がカムリング８およびロータ７間の環状空間を周方向で仕切ることにより、複数のポンプ室１７が形成されている。ロータ７を駆動軸６により図２中反時計回り方向に回転駆動することで、各ポンプ室１７がその容積を増減させながら周回移動してポンプ作動が行われる。各ベーン１６は、各スリット７ａの内周側に形成された背圧室７ｂに導入される作動油の圧力により、カムリング８の内周面に押し付けられる。
　図１に示すように、リアカバー３のうち、ポンプ要素収容空間４ａに臨む内側面３ａには、ロータ７の回転に伴い各ポンプ室１７の容積が漸次拡大する吸入領域に該当する部分に、周方向に沿う正面視略三日月状の第１吸入ポート１８が形成されている。第１吸入ポート１８は、リアカバー３に形成された吸入通路１９ａと連通する。これにより、図外のリザーバタンクに接続される吸入パイプ２０を介して吸入通路１９ａ内に導入された作動油が、上記吸入領域におけるポンプ吸入作用によって各ポンプ室１７に吸入される。
　プレッシャプレート１０のうちロータ７と対向する面には、第１吸入ポート１８と対向する位置に、その第１吸入ポート１８と同形状の第２吸入ポート２１が形成されている。第２吸入ポート２１は、フロントボディ２に形成された還流通路２２と連通する。還流通路２２は、フロントボディ２のうち、駆動軸６との間をシールするシール部材が収容された凹部と連通する。上記シール部材の余剰油が、上記吸入領域におけるポンプ吸入作用により各ポンプ室１７へ供給されることで、上記余剰油の外部への漏出が防止される。以下、吸入ポートを説明する際には、便宜上、第２吸入ポート２１について説明し、第１吸入ポート１８の説明は省略する。
　図３に示すように、プレッシャプレート１０のうちロータ７と対向する面には、ロータ７の回転に伴って各ポンプ室１７の容積が漸次縮小する吐出領域に該当する部分に、周方向に沿う正面視略三日月状の第１吐出ポート２３が形成されている。第１吐出ポート２３は、吐出ポート主部２３ａおよびノッチ部２３ｂを有する。吐出ポート主部２３ａは、正面視略三日月状に形成されている。ノッチ部２３ｂは、吐出ポート主部２３ａの始端２３ａ１から第２吸入ポート２１の終端２１２に向かって延びる。ノッチ部２３ｂは、ロータ７の回転方向に向かうに連れて流路断面積が徐々に増大するような略鋭角三角形状に形成されている。始端２３ａ１は、吐出ポート主部２３ａにおいて、ロータ７の回転に伴い吸入領域を離れたベーン１６が吐出ポート主部２３ａと最初に重なる点である。また、終端２１２は、第２吸入ポート２１において、ロータ７の回転に伴い吸入領域にあるベーン１６が最後に第２吸入ポート２１と重なる点である。なお、吐出ポート主部２３ａの終端２３ａ２の側にはノッチ部がない。終端２３ａ２は、吐出ポート主部２３ａにおいて、ロータ７の回転に伴い吐出領域にあるベーン１６が最後に吐出ポート主部２３ａと重なる点である。また、第２吸入ポート２１の始端２１１および終端２１２はノッチ部を含む。始端２１１は、第２吸入ポート２１において、ロータ７の回転に伴い吐出領域を離れたベーン１６が第２吸入ポート２１と最初に重なる点である。
　回転軸線Ｏ２の方向から見たとき、吐出領域は、第１吐出ポート２３の始端（ノッチ部２３ｂの先端）と終端２３ａ２との間の区間に対応する角度範囲に設定されている。また、吸入領域は、第２吸入ポート２１の始端２１１と終端２１２との間の区間に対応する角度範囲に設定されている。なお、第２吸入ポート２１の終端２１２と第１吐出ポート２３の始端との間の区間に対応する角度範囲は第１閉じ込み領域であり、第１吐出ポート２３の終端２３ａ２と第２吸入ポート２１の始端２１１との間の区間に対応する角度範囲は第２閉じ込み領域である。両閉じ込み領域は、この領域内にあるポンプ室１７の作動油を閉じ込め、第２吸入ポート２１と第１吐出ポート２３との連通を抑制する部分となる。カムリング８は、第１閉じ込み領域おいて、駆動軸６の回転に伴い、カムリング８の内周面と駆動軸６の回転軸線Ｏ２との間の最短距離が徐々に減少する形状を有する。
　図１に示すように、第１吐出ポート２３は、フロントボディ２のうち、プレッシャプレート１０に対向する内底面２ａに凹設された圧力室２４を介して、吐出通路１９ｂと連通する。これにより、上記吐出領域におけるポンプ吐出作用により各ポンプ室１７から吐出された作動油が、圧力室２４および吐出通路１９ｂを通じてポンプハウジング４外へ吐出され、パワーステアリング装置の油圧パワーシリンダに送られる。プレッシャプレート１０は、圧力室２４内の圧力によりロータ７側へ押圧されている。
　リアカバー３の内側面３ａのうち、第１吐出ポート２３と対向する位置に、その第１吐出ポート２３と同形状の第２吐出ポート２５が形成されている。両吸入ポート１８，２１および両吐出ポート２３，２５を、それぞれ各ポンプ室１７を挟んで軸方向対称に配置することにより、上記各ポンプ室１７の軸方向両側の圧力バランスが保たれている。以下、吐出ポートを説明する際には、第１吐出ポート２３について説明し、第２吐出ポート２５の説明は省略する。
　プレッシャプレート１０のうちロータ７と対向する面には、第１吸入側背圧ポート４２および第１吐出側背圧ポート４３が形成されている。第１吸入側背圧ポート４２は、第２吸入ポート２１よりもプレッシャプレート１０の径方向内側で周方向に略円弧状に延びる溝であり、周方向で第２吸入ポート２１と重なる範囲に配置されている。第１吐出側背圧ポート４３は、第１吐出ポート２３よりもプレッシャプレート１０の径方向内側で周方向に円弧状に延びる溝であり、周方向で第１吐出ポート２３と重なる範囲に配置されている。第１吐出側背圧ポート４３の周方向端部は、第１吸入側背圧ポート４２の周方向端部と連通する。第１吸入側背圧ポート４２および第１吐出側背圧ポート４３は、連通孔４６を介して圧力室２４に接続する。
　リアカバー３の内側面３ａのうち第１吸入側背圧ポート４２と対向する位置には、リアカバー３の周方向に略円弧状に延びる溝である第２吸入側背圧ポート４４が形成されている。また、リアカバー３の内側面３ａのうち第１吐出側背圧ポート４３と対向する位置には、リアカバー３の周方向に略円弧状に延びる溝である第２吐出側背圧ポート４５が形成されている。両吸入側背圧ポート４２，４４および両吐出側背圧ポート４３，４５を、それぞれ各ポンプ室１７を挟んで軸方向対称に配置することにより、上記各ポンプ室１７の軸方向両側の圧力バランスが保たれている。
　図３において、アダプタリング９のカム支持面９ａとカムリング８との接点Ｐと、カムリング８の内周縁の中心Ｏ１、すなわちカムリング８の転動中心とを結ぶ直線を第１基準線Ｌ１と定義する。また、回転軸線Ｏ２の周方向における第１吐出ポート２３の終端２３ａ２と第２吸入ポート２１の始端２１１との中点と、カムリング８の内周縁の中心Ｏ１とを結ぶ軸線を第２基準線Ｌ２と定義する。次に、第１基準線Ｌ１から駆動軸６の回転方向（反時計回り方向）とは反対方向に向かって第１吐出ポート２３の始端（ノッチ部２３ｂの先端）までの角度を偏心量増大側角度θαとする。また、第１基準線Ｌ１から駆動軸６の回転方向（反時計回り方向）に向かって第１吐出ポート２３の終端（吐出ポート主部２３ａの終端２３ａ２）までの角度を偏心量減少側角度θβとする。実施形態１では、カムリング８がカム支持面９ａ上を転動可能な範囲内において、偏心量増大側角度θαが常に偏心量減少側角度θβよりも大きくなるように設定されている。
　また、カム支持面９ａは、第２基準線Ｌ２との最短距離Ｄ１が、第２流体圧室１４ｂ側から第１流体圧室１４ａ側に向かうに従い徐々に増大するように、第２基準線Ｌ２に対して傾斜している。
　図２に示すように、フロントボディ２のうち、上端側の内部には、ポンプ吐出圧を制御するコントロールバルブ２６が収容されている。コントロールバルブ２６は、その長さ方向を回転軸線Ｏ２と直交する方向に向けて配置されている。コントロールバルブ２６は、弁孔２８、スプール２９およびコントロールバルブスプリング３０を有する。弁孔２８の図２中左側の開口部はプラグ２７により閉塞されている。スプール２９は、弁孔２８内を摺動自在に収容されている。スプール２９は略有底円筒状に形成されたスプール弁体である。コントロールバルブスプリング３０は、スプール２９をプラグ２７側に向けて付勢する。コントロールバルブスプリング３０は、円筒圧縮コイルスプリングである。
　弁孔２８内には、高圧室２８ａ、中圧室２８ｂおよび低圧室２８ｃが、スプール２９により画定されている。高圧室２８ａには、吐出通路１９ｂに形成された図外のメータリングオリフィスの上流側の油圧、つまり圧力室２４の油圧が導入される。中圧室２８ｂは、コントロールバルブスプリング３０を収容し、上記メータリングオリフィスの下流側の油圧が導入される。低圧室２８ｃは、スプール２９の外周側に形成され、低圧通路３１（図１参照）を介して吸入通路１９ａからポンプ吸入圧が導入される。
　スプール２９は、中圧室２８ｂおよび高圧室２８ａ間の圧力差、すなわちメータリングオリフィスの前後差圧に応じてその長さ方向に移動する。具体的には、メータリングオリフィスの前後差圧があらかじめ設定された設定値以下の場合には、スプール２９がプラグ２７と当接した状態である。このとき、第１流体圧室１４ａおよび弁孔２８間を連通する連通路３２が低圧室２８ｃに開口し、低圧室２８ｃの比較的低い油圧が第１流体圧室１４ａに導入される。一方、図外のメータリングオリフィスの前後差圧が設定値を超えて上昇した場合には、スプール２９がコントロールバルブスプリング３０の付勢力に抗してプラグ２７から遠ざかる方向へ移動する。このとき、低圧室２８ｃおよび第１流体圧室１４ａ間の連通が漸次遮断され、高圧室２８ａが連通路３２を介して第１流体圧室１４ａに連通する。これにより、高圧室２８ａの比較的高い油圧が第１流体圧室１４ａに導入される。つまり、第１流体圧室１４ａには、低圧室２８ｃまたは高圧室２８ａの油圧が選択的に導入される。一方、第２流体圧室１４ｂは、吸入通路１９ａまたは第１吸入ポート１８と接続されているため、ポンプ吸入圧が常時導入される。
　スプール２９は、その内部に、リリーフバルブ３３を有する。リリーフバルブ３３は、中圧室２８ｂの圧力が所定未満の場合は閉弁状態を維持する。リリーフバルブ３３は、中圧室２８ｂの圧力が所定以上になったとき、つまりパワーステアリング装置側（負荷側）の圧力が所定以上になったときに開弁状態となってリリーフ動作し、低圧室２８ｃおよび低圧通路３１を介して吸入通路１９ａに作動油を還流させる。換言すれば、リリーフバルブ３３は、吐出通路１９ｂおよび吸入通路１９ａ間の油通路を開閉する。リリーフバルブ３３は、バルブ孔３４、リリーフ孔２９ａ、ボール３５、バルブシート部材３６、リリーフバルブスプリング３７およびリテーナ３８を有する。バルブ孔３４は、スプール２９の内周側に位置し、略円筒形状に形成されている。リリーフ孔２９ａは、バルブ孔３４および低圧室２８ｃ間を連通するようにスプール２９に形成されている。ボール３５は、バルブ孔３４内に配置された球状の弁体である。バルブシート部材３６は、ボール３５が当接する弁座であって、バルブ孔３４のうちボール３５を挟んで軸方向一方側に固定されている。リリーフバルブスプリング３７は、バルブ孔３４のうちボール３５を挟んで他方側に圧縮変形した状態で配置されている。リリーフバルブスプリング３７は、コイルスプリングである。リテーナ３８は、ボール３５およびリリーフバルブスプリング３７間に介在する。リテーナ３８は、リリーフバルブスプリング３７の圧縮変形に基づく復元力によりボール３５をバルブシート部材３６側へ向けて付勢する。
　次に、実施形態１の作用効果を説明する。
　図外のメータリングオリフィスの前後差圧が設定値以下であるロータ７の低速回転時には、第１流体圧室１４ａに低圧室２８ｃの油圧が導入されるため、第１流体圧室１４ａと第２流体圧室１４ｂの圧力は等しくなる。ここで、ロータ７の回転時、カムリング８の吐出領域には、内圧（ポンプ室１７の圧力）が作用する。このとき、カムリング８の内周面において、吐出領域のうち、偏心量増大側角度θαの範囲に作用する内圧は、カムリング８を偏心量δが増大する方向に転動させる力を発生させる。一方、カムリング８の内周面において、吐出領域のうち、偏心量減少側角度θβの範囲に作用する内圧は、カムリング８を偏心量δが減少する方向に転動させる力を発生させる。
　実施形態１では、カムリング８がカム支持面９ａ上を転動可能な範囲において、偏心量増大側角度θαが常に偏心量減少側角度θβよりも大きくなるように設定されている。このため、カムリング８の内周面に作用する内圧によってカムリング８を偏心量δが増大する方向に転動させる力は、カムリング８を偏心量δが減少する方向に転動させる力よりも常に大きくなる。すなわち、カムリング８の内周面に作用する内圧は、常にカムリング８を偏心量δが増大する方向に転動させる付勢力をカムリング８に与える。これにより、第１流体圧室１４ａおよび第２流体圧室１４ｂ間に差圧が生じないロータ７の低速回転時には、カムリング８の内周面に作用する内圧により、カムリング８はカム支持面９ａ上を転がりながら偏心量δが最大となる位置（図２中左側の位置）へ移動する。このとき、ポンプ吐出圧は最大となる。
　一方、ロータ７の回転速度が高まり、図外のメータリングオリフィスの前後差圧が設定値を超えて上昇すると、第１流体圧室１４ａに高圧室２８ａの油圧が導入される。このため、カムリング８は、第１流体圧室１４ａと第２流体圧室１４ｂとの圧力差による荷重と、カムリング８に作用する内圧による荷重とが釣り合う位置に移動（転動）する。これにより、ポンプ吐出圧が高まるのに応じて、カムリング８の偏心量δが小さくなるため、ポンプ吐出圧は減少する。
　以上説明したように、実施形態１の可変容量形ベーンポンプ１では、偏心量増大側角度θαは常に偏心量減少側角度θβよりも大きくなるように設定されている。これにより、ロータ７の回転時、カムリング８の内周面に作用する内圧は、カムリング８を常に偏心量δが増大する方向に転動させる付勢力をカムリング８に与える。よって、第１流体圧室１４ａと第２流体圧室１４ｂとの圧力差による荷重と、カムリング８に作用する内圧による荷重とのバランスによって、カムリング８の位置制御が可能となる。
　その結果、実施形態１の可変容量形ベーンポンプ１では、カムリング８を付勢するスプリングを廃止することができる。これにより、ポンプハウジング４の外側からスプリングを取り付けるための開口部、開口部を塞ぐプラグおよび開口部をシールするＯリング等が不要となり、構造の簡素化および部品点数の削減を実現することができる。
　図５は、カムリング８の位置と偏心量増大側角度θαとの関係を示す模式図である。実線は偏心量δが最小のときのカムリング８に位置を示し、破線は偏心量δが最大のときのカムリング８の位置を示している。
　カムリング８は、カムリング８の内周縁の中心Ｏ１を転動中心とし、カム支持面９ａ上を転がりながらポンプ要素収容空間４ａ内を移動する。このため、偏心量増大側角度θαは、偏心量δが最小のとき最大値θαｍａｘとなり、偏心量δが大きくなるほど小さくなり、偏心量増大側角度θαが最大のとき最小値θαｍｉｎとなる。つまり、カムリング８がカム支持面９ａ上を転動する構成を採用したことにより、カムリング８の偏心量δが大きくなるほど、カムリング８に作用する内圧によってカムリング８を偏心量δが増大する方向に転動させる付勢力は小さくなる。特に、カムリング８の偏心量δが最大のとき、内圧による付勢力は最小となるから、カムリング８に作用する内圧による荷重に抗してカムリング８の偏心量δが減少する方向にカムリング８を付勢するために必要な第１流体圧室１４ａの圧力を低く設定できる。この結果、第１流体圧室１４ａからの作動油の漏れ対策が容易となる。
　第２流体圧室１４ｂは、吸入通路１９ａまたは第１吸入ポート１８と接続されている。これにより、第２流体圧室１４ｂの圧力は、ポンプ吸入圧またはポンプ吸入圧に近い圧力となる。このため、カムリング８を移動させる第１流体圧室１４ａおよび第２流体圧室１４ｂ間の圧力差を発生させる際、第１流体圧室１４ａの圧力を低く設定できる。この結果、第１流体圧室１４ａからの作動油の漏れ対策が容易となる。
　カム支持面９ａは、第２基準線Ｌ２との最短距離Ｄ１が、第２流体圧室１４ｂ側から第１流体圧室１４ａ側に向かうに従い徐々に増大するように第２基準線Ｌ２に対して傾斜している。これにより、最短距離Ｄ１が一定または徐々に減少する場合と比べて、偏心量増大側角度θαを大きくできるため、偏心量増大側角度θα＞偏心量減少側角度θβの関係を成立させやすい。
　カム支持面９ａは、駆動軸の回転軸線Ｏ２に対し直角な平面上において、直線状に形成されている。これにより、カムリング８がカム支持面９ａ上を移動可能な範囲において、カムリング８の偏心量δが大きくなるほど偏心量増大側角度θαが減少するときの変化傾向が単純化されるため、ポンプ設計における各種チューニングが容易となる。
　第１吐出ポート２３のノッチ部２３ｂは、駆動軸の回転軸線Ｏ２の周方向において、吐出ポート主部２３ａの始端２３ａ１から第２吸入ポート２１の終端２１２に向かって延びる形状を有し、偏心量増大側角度θαは、第１基準線Ｌ１から駆動軸６の回転方向とは反対方向に向かってノッチ部２３ｂの始端までの角度である。ポンプ室１７のうち、ノッチ部２３ｂが開口している領域はポンプ吐出圧が導入されているため、吐出ポート主部２３ａの位置を過度に第２吸入ポート２１側へずらすことなく、偏心量増大側角度θαを広く取れる。よって、偏心量増大側角度θα＞偏心量減少側角度θβの関係を成立させやすい。
　第１吐出ポート２３は、その終端２３ａ２にノッチ部を有さない。これにより、偏心量減少側角度θβを小さくできるため、偏心量増大側角度θαを広く取れる。よって、偏心量増大側角度θα＞偏心量減少側角度θβの関係を成立させやすい。
　カムリング８は、カムリング８およびロータ７間に形成される空間のうち、第２吸入ポート２１の終端２１２および第１吐出ポート２３の始端（ノッチ部２３ｂの先端）間の領域である第１閉じ込み領域において、駆動軸６の回転に伴い、カムリング８の内周面と駆動軸６の回転軸線Ｏ２の間の最短距離が徐々に減少する形状を有する。すなわち、第１閉じ込み領域において、いわゆる予圧縮プロファイルとすることにより、第１閉じ込み領域におけるポンプ室１７の圧力を正圧にできる。この圧力は、カムリング８の偏心量δを増大させる方向に作用するため、カムリング８の偏心量δを増大させる方向の力が不足するのを抑制できる。この結果、偏心量増大側角度θα＞偏心量減少側角度θβの関係を成立させやすい。
　カムリングストッパ１５は、第２流体圧室１４ｂ側に向かって設けられ、カムリング８が第２流体圧室１４ｂの容積が最小となるときカムリング８と当接する形状を有し、カムリング８がカムリングストッパ１５に当接するときのカムリング８とカム支持面９ａとの第１接点Ｐ１におけるカムリング８の外周縁の第１接線Ｔ１と、カムリング８とカムリングストッパ１５との第２接点Ａにおけるカムリング８の外周縁の第２接線Ｔ２との交点を頂点Ｂとしたとき、頂点Ｂと第１接線Ｔ１とを結ぶ第１線分と、頂点Ｂと第２接線Ｔ２とを結ぶ第２線分とによって挟まれる角度のうち、劣角θγが鈍角となるように設定されている。すなわち、カム支持面９ａ上を転がるカムリング８がカムリングストッパ１５に当接するとき、このカムリングストッパ１５は、カム支持面９ａに対して直角よりも大きな角度である鈍角となるように傾斜しているため、カムリング８のカムリングストッパ１５との衝突が穏やかとなり、衝突音を軽減できる。
　〔他の実施形態〕
　以上、本発明を実施するための実施形態を説明したが、本発明の具体的な構成は実施形態の構成に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
　例えば、アダプタリングは、ポンプハウジングと一体に成形してもよい。
　吸入ポートおよび吐出ポートは、プレッシャプレートまたはリアカバーの一方側のみに設けてもよい。
　本発明のポンプ装置は、パワーステアリング装置以外の圧力流体利用機器に対する油圧供給源としても適用できる。
　以上説明した実施形態から把握し得る技術的思想について、以下に記載する。
　ポンプ装置は、その一つの態様において、ポンプハウジングであって、ポンプ要素収容空間、吸入通路、吐出通路、吸入ポート、吐出ポート、およびカム支持面を有し、前記吸入通路は、前記吸入ポートと接続されており、前記吐出通路は、前記吐出ポートと接続されている、前記ポンプハウジングと、前記ポンプハウジングに回転可能に設けられた駆動軸と、前記駆動軸に設けられ、複数のスリットを有するロータと、前記複数のスリットのそれぞれの中で移動可能に設けられた複数のベーンと、カムリングであって、環状に形成されており、前記ポンプ要素収容空間の中に設けられており、前記ロータおよび複数の前記ベーンと共に複数のポンプ室を形成し、前記ポンプ要素収容空間に第１流体圧室と第２流体圧室を形成しており、前記吸入ポートは、複数の前記ポンプ室のうち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が増大する吸入領域に開口しており、前記吐出ポートは、複数の前記ポンプ室のち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が減少する吐出領域に開口しており、前記第１流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの前記径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が減少する部分に設けられており、前記第２流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が増大する部分に設けられており、前記カムリングは、スプリングの付勢力を受けることなく、前記第１流体圧室と前記第２流体圧室の圧力差および前記吐出領域における作動液の圧力に基づき、前記ポンプ要素収容空間の中において、前記カム支持面上を転がりながら移動可能に設けられており、前記駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、前記カム支持面と前記カムリングとの接点と前記カムリングの転動中心とを結んだ第１基準線から前記駆動軸の回転方向とは反対方向に向かって前記吐出ポートの始端までの角度を偏心量増大側角度とし、前記第１基準線から前記駆動軸の回転方向に向かって前記吐出ポートの終端までの角度を偏心量減少側角度としたとき、前記カムリングが前記カム支持面上を移動可能な範囲内において、前記偏心量増大側角度が常に前記偏心量減少側角度よりも大きくなるように設けられている、前記カムリングと、を有する。
　より好ましい態様では、上記態様において、前記第２流体圧室は、前記吸入通路または前記吸入ポートと接続されている。
　別の好ましい態様では、上記態様のいずれかにおいて、前記カム支持面は、前記駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、前記駆動軸の回転軸線の周方向における前記吐出ポートの終端と前記吸入ポートの始端との中点と前記カムリングの転動中心とを結ぶ軸線を第２基準線としたとき、前記第２基準線との最短距離が、前記第２流体圧室側から前記第１流体圧室側に向かうに従い徐々に増大するように前記第２基準線に対して傾斜している。
　さらに別の好ましい態様では、上記態様のいずれかにおいて、前記カム支持面は、前記駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、直線状に形成されている。
　さらに別の好ましい態様では、上記態様のいずれかにおいて、前記吐出ポートは、吐出ポート主部と、ノッチ部とを備え、前記ノッチ部は、前記駆動軸の回転軸線の周方向において、前記吐出ポート主部の始端から前記吸入ポートの終端に向かって延びる形状を有し、前記偏心量増大側角度は、前記第１基準線から前記駆動軸の回転方向とは反対方向に向かって前記ノッチ部の始端までの角度である。
　さらに別の好ましい態様では、上記態様のいずれかにおいて、前記吐出ポートは、その終端にノッチ部を有しない。
　さらに別の好ましい態様では、上記態様のいずれかにおいて、前記カムリングは、前記カムリングと前記ロータの間に形成される空間のうち、前記吸入ポートの終端と前記吐出ポートの始端の間の領域である第１閉じ込み領域において、前記駆動軸の回転に伴い、前記カムリングの内周面と前記駆動軸の回転軸線の間の最短距離が徐々に減少する形状を有する。
　さらに別の好ましい態様では、上記態様のいずれかにおいて、前記ポンプハウジングは、カムリングストッパを有し、前記カムリングストッパは、前記第２流体圧室側に向かって設けられ、前記カムリングが前記第２流体圧室の容積が最小となるとき前記カムリングと当接する形状を有し、前記カムリングが前記カムリングストッパに当接するときの前記カムリングと前記カム支持面との第１接点における前記カムリング外周縁の接線と、前記カムリングと前記カムリングストッパとの第２接点における前記カムリング外周縁の接線との交点を頂点としたとき、前記頂点と前記第１接点とを結ぶ第１線分と前記頂点と前記第２接点とを結ぶ第２線分とによって挟まれる角度のうち劣角が鈍角となるように設けられている。

Claims (8)

  1. 　ポンプ装置において、
    　ポンプハウジングであって、ポンプ要素収容空間、吸入通路、吐出通路、吸入ポート、吐出ポート、およびカム支持面を有し、
    　前記吸入通路は、前記吸入ポートと接続されており、
    　前記吐出通路は、前記吐出ポートと接続されている、
    　前記ポンプハウジングと、
    　前記ポンプハウジングに回転可能に設けられた駆動軸と、
    　前記駆動軸に設けられ、複数のスリットを有するロータと、
    　前記複数のスリットのそれぞれの中で移動可能に設けられた複数のベーンと、
    　カムリングであって、環状に形成されており、前記ポンプ要素収容空間の中に設けられており、前記ロータおよび複数の前記ベーンと共に複数のポンプ室を形成し、前記ポンプ要素収容空間に第１流体圧室と第２流体圧室を形成しており、
    　前記吸入ポートは、複数の前記ポンプ室のうち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が増大する吸入領域に開口しており、
    　前記吐出ポートは、複数の前記ポンプ室のち、前記駆動軸の回転に伴い前記ポンプ室の容積が減少する吐出領域に開口しており、
    　前記第１流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの前記径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が減少する部分に設けられており、
    　前記第２流体圧室は、前記駆動軸の回転軸線の径方向において前記カムリングの径方向外側に設けられた空間であって、前記駆動軸の回転軸線と前記カムリングの内周縁の中心との偏心量が増大するほど容積が増大する部分に設けられており、
    　前記カムリングは、スプリングの付勢力を受けることなく、前記第１流体圧室と前記第２流体圧室の圧力差および前記吐出領域における作動液の圧力に基づき、前記ポンプ要素収容空間の中において、前記カム支持面上を転がりながら移動可能に設けられており、
    　前記駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、前記カム支持面と前記カムリングとの接点と前記カムリングの転動中心とを結んだ第１基準線から前記駆動軸の回転方向とは反対方向に向かって前記吐出ポートの始端までの角度を偏心量増大側角度とし、前記第１基準線から前記駆動軸の回転方向に向かって前記吐出ポートの終端までの角度を偏心量減少側角度としたとき、前記カムリングが前記カム支持面上を移動可能な範囲内において、前記偏心量増大側角度が常に前記偏心量減少側角度よりも大きくなるように設けられている、
    　前記カムリングと、
    　を有するポンプ装置。
  2. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記第２流体圧室は、前記吸入通路または前記吸入ポートと接続されているポンプ装置。
  3. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記カム支持面は、前記駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、前記駆動軸の回転軸線の周方向における前記吐出ポートの終端と前記吸入ポートの始端との中点と前記カムリングの転動中心とを結ぶ軸線を第２基準線としたとき、前記第２基準線との最短距離が、前記第２流体圧室側から前記第１流体圧室側に向かうに従い徐々に増大するように前記第２基準線に対して傾斜しているポンプ装置。
  4. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記カム支持面は、前記駆動軸の回転軸線に対し直角な平面上において、直線状に形成されているポンプ装置。
  5. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記吐出ポートは、吐出ポート主部と、ノッチ部とを備え、
    　前記ノッチ部は、前記駆動軸の回転軸線の周方向において、前記吐出ポート主部の始端から前記吸入ポートの終端に向かって延びる形状を有し、
    　前記偏心量増大側角度は、前記第１基準線から前記駆動軸の回転方向とは反対方向に向かって前記ノッチ部の始端までの角度であるポンプ装置。
  6. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記吐出ポートは、その終端にノッチ部を有しないポンプ装置。
  7. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記カムリングは、前記カムリングと前記ロータの間に形成される空間のうち、前記吸入ポートの終端と前記吐出ポートの始端の間の領域である第１閉じ込み領域において、前記駆動軸の回転に伴い、前記カムリングの内周面と前記駆動軸の回転軸線の間の最短距離が徐々に減少する形状を有するポンプ装置。
  8. 　請求項１に記載のポンプ装置において、
    　前記ポンプハウジングは、カムリングストッパを有し、
    　前記カムリングストッパは、前記第２流体圧室側に向かって設けられ、前記カムリングが前記第２流体圧室の容積が最小となるとき前記カムリングと当接する形状を有し、前記カムリングが前記カムリングストッパに当接するときの前記カムリングと前記カム支持面との第１接点における前記カムリング外周縁の接線と、前記カムリングと前記カムリングストッパとの第２接点における前記カムリング外周縁の接線との交点を頂点としたとき、前記頂点と前記第１接点とを結ぶ第１線分と前記頂点と前記第２接点とを結ぶ第２線分とによって挟まれる角度のうち劣角が鈍角となるように設けられているポンプ装置。
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