WO2020059559A1 - ベーンポンプ - Google Patents

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WO2020059559A1
WO2020059559A1 PCT/JP2019/035387 JP2019035387W WO2020059559A1 WO 2020059559 A1 WO2020059559 A1 WO 2020059559A1 JP 2019035387 W JP2019035387 W JP 2019035387W WO 2020059559 A1 WO2020059559 A1 WO 2020059559A1
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WO
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section
discharge port
discharge
pump chamber
rotor
Prior art date
Application number
PCT/JP2019/035387
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
浩一朗 赤塚
長坂　良一
史恭 加藤
Original Assignee
Ｋｙｂ株式会社
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Filing date
Publication date
Application filed by Ｋｙｂ株式会社 filed Critical Ｋｙｂ株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/30—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C2/34—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C2/344—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member

Definitions

  • the present invention relates to a vane pump.
  • JP2013-050067A has a rotor in which a plurality of slits are formed in a radial direction, a plurality of vanes which are slidably housed in each slit, and whose leading end surfaces are in sliding contact with the cam surface of a cam ring, and which are defined between adjacent vanes.
  • a vane pump having a pump chamber, two suction ports for guiding a working fluid sucked into the pump chamber, and two discharge ports for guiding a working fluid discharged from the pump chamber is described.
  • suction ports and discharge ports are alternately arranged along the rotation direction of the rotor. Therefore, the suction and discharge of the working fluid are performed in a relatively short period.
  • the suction period is short, the working fluid cannot be sufficiently sucked in, and when the pressure rising period is short, the working fluid cannot be sufficiently pressurized. Therefore, in a vane pump having two suction ports and two discharge ports like the vane pump described in Patent Literature 1, the period from suction to discharge is shortened, and each discharge port is insufficiency due to insufficient suction of working fluid or insufficient pressure increase. There is a possibility that the discharge pressure of the hydraulic oil discharged through the nozzle becomes unstable.
  • An object of the present invention is to stabilize the discharge pressure of a vane pump.
  • a vane pump includes a rotor driven to rotate, a plurality of vanes slidably inserted into a plurality of slits formed radially in the rotor, and the vane pump rotates with the rotation of the rotor.
  • a cam ring having an inner circumferential cam surface with which the tip end of the vane slides, a pump chamber defined between the adjacent vanes, the rotor, and the cam ring; and a working fluid sucked into the pump chamber.
  • a first discharge port and a second discharge port for guiding a working fluid discharged from the pump chamber, wherein the suction port, the first discharge port, and the second discharge port are provided on the rotor. They are arranged in this order along the rotation direction.
  • FIG. 1 is a sectional view of a vane pump according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a sectional view of the vicinity of the pump chamber along the line II-II in FIG.
  • FIG. 3 is a plan view of the body side plate seen from the cam ring side.
  • FIG. 4 is a schematic diagram showing a cross section taken along the line AA of FIG. 3 and a cross section taken along the line BB of FIG. 3 in an overlapping manner.
  • FIG. 5 is a plan view of the cover side plate viewed from the cam ring side.
  • FIG. 6 is a diagram showing a profile of the inner peripheral cam surface of the cam ring.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a vane pump 100 according to an embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a partially enlarged view of a cross section taken along line II-II of FIG.
  • the vane pump 100 is used as a fluid pressure supply source that supplies a pressurized working fluid to a fluid pressure device mounted on a vehicle, for example, a power steering device or a continuously variable transmission.
  • the working fluid is oil or another water-soluble substitute liquid.
  • the vane pump 100 includes a pump body 10 having a housing recess 10 a formed therein, a pump cover 20 covering the housing recess 10 a and fixed to the pump body 10, a pump body 10 and a pump cover 20.
  • a drive shaft 1 rotatably supported through bearings 11 and 12, a rotor 2 connected to the drive shaft 1 and housed in a housing recess 10 a, and a plurality of slits 2 a radially formed in the rotor 2.
  • the vane 3 includes a plurality of vanes 3 slidably housed therein, and a cam ring 4 that accommodates the rotor 2 and the vanes 3 and has an inner peripheral cam surface 4a on which the tip 3a of the vane 3 slides.
  • the vane pump 100 is driven by an engine (not shown) or the like, and generates fluid pressure by rotating the rotor 2 connected to the drive shaft 1.
  • the vane 3 is slidably inserted into each of the slits 2a, and a distal end 3a which is an end protruding from the slit 2a, and a proximal end which is an end opposite to the distal end 3a. 3b.
  • a back pressure chamber 5 defined by the base end 3b of the vane 3 is formed. Hydraulic oil as a working fluid is guided to the back pressure chamber 5, and the vane 3 is pressed in a direction protruding from the slit 2 a by the pressure of the back pressure chamber 5.
  • the cam ring 4 is an annular member having an inner peripheral cam surface 4a formed on the inner peripheral surface.
  • a pump chamber 6 is defined by the outer peripheral surface of the rotor 2, the inner peripheral cam surface 4 a of the cam ring 4, and the adjacent vane 3.
  • the inner peripheral cam surface 4a is formed with a predetermined profile, the volume of the pump chamber 6 between the vanes 3 slidingly contacting the inner peripheral cam surface 4a repeats expansion and contraction as the rotor 2 rotates. Hydraulic oil is sucked into the pump chamber 6 in a section where the volume of the pump chamber 6 gradually increases, and hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6 in a section where the volume of the pump chamber 6 gradually decreases.
  • the vane pump 100 is provided on one end side of the rotor 2 in the axial direction and is in contact with one side surface of the rotor 2 and the cam ring 4.
  • the vane pump 100 is provided on the other end side of the rotor 2 in the axial direction.
  • a cover-side side plate 40 that abuts on the other side surface of the cover 4.
  • the body side plate 30 is a flat plate member provided between the bottom surface of the housing recess 10a and the rotor 2, and the rotor 2 slides against the body side plate 30, and the cam ring 4 contacts the body side plate 30.
  • the cover side plate 40 is a flat plate member provided between the rotor 2 and the pump cover 20, and the rotor 2 slides and the cam ring 4 abuts on the cover side plate 40.
  • the body side plate 30 and the cover side plate 40 are arranged to face each other with the rotor 2 and the cam ring 4 interposed therebetween.
  • the pump cover 20 When the pump cover 20 is attached to the pump body 10 with the body side plate 30, the rotor 2, the cam ring 4, and the cover side plate 40 housed in the housing recess 10a of the pump body 10, the housing recess 10a Is sealed.
  • Two high-pressure chambers a first high-pressure chamber 14 and a second high-pressure chamber 15 defined by the pump body 10 and the body-side side plate 30, are formed on the bottom surface side of the housing recess 10 a of the pump body 10.
  • the first high-pressure chamber 14 and the second high-pressure chamber 15 communicate with a fluid pressure device provided outside the vane pump 100 through a passage (not shown).
  • a suction pressure chamber 21 that opens on the pump body 10 side is formed in the pump cover 20.
  • the suction pressure chamber 21 communicates with a tank provided outside the vane pump 100 through a passage (not shown).
  • a groove-shaped bypass passage 13 formed toward the body-side side plate 30 is provided on the inner peripheral surface of the housing recess 10a.
  • the bypass passage 13 communicates with a suction pressure chamber 21 formed in the pump cover 20.
  • FIG. 3 is a plan view of the body-side side plate 30 as viewed from the cam ring 4 side in FIG. 1.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of a first notch 31a to be described later along the line AA in FIG.
  • FIG. 5 is a schematic diagram showing a cross section of a second notch 32a to be described later, which is taken along line -B, in a superimposed manner.
  • FIG. 5 is a plan view of the cover side plate 40 seen from the cam ring 4 side in FIG.
  • the body-side side plate 30 has a sliding contact surface 30a on which the side surfaces of the rotor 2 and the vane 3 are in sliding contact, a through hole 30b through which the drive shaft 1 is inserted, and a sliding contact surface 30a extending radially outward. It has a suction concave portion 33 as a suction port formed by cutting out toward the front, and a first discharge port 31 and a second discharge port 32 formed to penetrate in the axial direction and open to the sliding contact surface 30a.
  • the rotor 2 and the vane 3 are in sliding contact with the body side plate 30 along the arrow shown in FIG.
  • the first discharge port 31 and the second discharge port 32 are long holes formed in an arc shape along the circumferential direction, and the first discharge port 31 communicates the pump chamber 6 with the first high-pressure chamber 14 to form a pump.
  • the hydraulic oil discharged from the chamber 6 is guided to the first high-pressure chamber 14. It leads to the high-pressure chamber 15.
  • the suction concave portion 33 communicates with the pump chamber 6 through an opening in the sliding contact surface 30a, and communicates with the bypass passage 13 formed in the inner peripheral surface of the housing concave portion 10a through an opening in the outer peripheral surface of the body side plate 30. ing. That is, the pump chamber 6 and the suction pressure chamber 21 communicate with each other through the suction recess 33 and the bypass passage 13, and the suction recess 33 guides the hydraulic oil sucked into the pump chamber 6 to the pump chamber 6. I have.
  • the suction recess 33, the first discharge port 31, and the second discharge port 32 are arranged at predetermined intervals in a circumferential direction, and are arranged along a direction of an arrow shown in FIG. Thus, the suction concave portion 33, the first discharge port 31, and the second discharge port 32 are arranged in this order.
  • the range in which the suction recess 33 is formed is a suction section SS1 in which the pump oil is sucked into the pump chamber 6 because the pump chamber 6 and the suction pressure chamber 21 communicate with each other through the suction recess 33.
  • the pump chamber 6 and the first high-pressure chamber 14 communicate with each other through the first discharge port 31, so that the operating oil flows from the pump chamber 6 to the first high-pressure chamber 14.
  • the first discharge section DS1 which is a section in which the discharge is performed, becomes the first discharge section DS1.
  • the range in which the second discharge port 32 is formed is such that the pump chamber 6 and the second high-pressure chamber 15 communicate with each other through the second discharge port 32.
  • the second discharge section DS2 is a section in which the hydraulic oil is discharged from the first to the second high-pressure chamber 15.
  • a portion between the suction section SS1 and the first discharge section DS1 is a first transition section TS1 in which the inflow and outflow of the hydraulic oil to and from the pump chamber 6 are blocked, and a section between the first discharge section DS1 and the second discharge section DS2.
  • a second transition section TS2 in which the inflow and outflow of the hydraulic oil to and from the pump chamber 6 are interrupted, and between the second discharge section DS2 and the suction section SS1, the inflow and outflow of the hydraulic oil to and from the pump chamber 6 are interrupted.
  • This is the third transition section TS3.
  • the sliding surface 30 a of the body-side side plate 30 is a groove having a substantially V-shaped cross section extending from the opening edge of the first discharge port 31 in the direction opposite to the rotation direction of the rotor 2.
  • a first notch 31a and a second notch 32a extending from an opening edge of the second discharge port 32 in a direction opposite to the rotation direction of the rotor 2 and having a substantially V-shaped cross section are provided. .
  • the first notch 31a and the second notch 32a are formed on the outer peripheral side of the outer peripheral surface of the rotor 2 and on the inner peripheral side of the inner peripheral cam surface 4a of the cam ring 4.
  • Both the first notch 31a and the second notch 32a are formed in a tapered shape in which the width in the radial direction becomes smaller as going in the direction opposite to the rotation direction of the rotor 2.
  • the depth of the first notch 31a at the opening edge of the first discharge port 31 is substantially the same as the depth of the second notch 32a at the opening edge of the second discharge port 32.
  • the radial width of the first notch 31a at the edge is substantially the same as the radial width of the second notch 32a at the opening edge of the second discharge port 32.
  • the first length L1 which is the circumferential length of the first notch 31a, is set to be longer than the second length L2, which is the circumferential length of the second notch 32a.
  • FIG. 4 shows a cross section of the first notch 31a at a position circumferentially separated by a predetermined distance L0 from the opening edge of the first discharge port 31 along the line AA in FIG. 3, and BB in FIG.
  • the cross section of the second notch 32a at a position separated by a predetermined distance L0 in the circumferential direction from the opening edge of the second discharge port 32 along the line is shown in an overlapping manner.
  • the cross-sectional shapes of the first notch 31a and the second notch 32a are not limited to a substantially V shape, but may be a rectangular shape, a semicircular shape, or a substantially U shape.
  • the cover side plate 40 cuts a sliding contact surface 40a where the side surfaces of the rotor 2 and the vane 3 slide, a through hole 40b through which the drive shaft 1 is inserted, and a part of the outer edge.
  • a second opposed groove 44 formed at a position facing the second discharge port 32. The rotor 2 and the vane 3 slide along the cover side plate 40 along the arrow shown in FIG.
  • the suction notch 41 is formed along the circumferential direction over the same range as the suction recess 33, and the pump chamber 6 and the suction pressure chamber 21 communicate with each other through the suction notch 41. As described above, the pump chamber 6 and the suction pressure chamber 21 are communicated with each other through the suction recess 33 and the suction notch 41, so that the hydraulic oil is efficiently sucked into the pump chamber 6.
  • the first opposing groove 43 and the second opposing groove 44 are grooves formed in an arc shape along the circumferential direction. Since the first opposed groove 43 communicates with the first discharge port 31 through the pump chamber 6, the pressure of the first opposed groove 43 becomes the same pressure as that of the first discharge port 31. Therefore, the force exerted on the vane 3 by the pressure of the first discharge port 31 is offset by the pressure of the first opposed groove 43.
  • the second opposed groove 44 communicates with the second discharge port 32 through the pump chamber 6, the force exerted on the vane 3 by the pressure of the second discharge port 32 is offset by the pressure of the second opposed groove 44.
  • the body side plate 30 and the cover side plate 40 are provided with grooves for supplying hydraulic oil to the back pressure chamber 5 and for communicating the adjacent back pressure chamber 5.
  • the body-side side plate 30 includes a first back pressure groove 34 for the suction section formed on the sliding contact surface 30a and communicating with the back pressure chamber 5, and a first back pressure groove 34 for the suction section.
  • a first back pressure port 34a opening to the pressure groove 34, a second back pressure groove 35 for the suction section formed on the sliding contact surface 30a and communicating with the back pressure chamber 5, and an opening to the second back pressure groove 35 for the suction section.
  • a back pressure groove 37 for a discharge section is a discharge section.
  • the suction section first back pressure groove 34 is a groove formed between the through-hole 30b and the suction recess 33, and formed in an arc shape along the circumferential direction in a portion near the first discharge section DS1
  • the second back pressure groove 35 for the suction section is a groove formed between the through-hole 30b and the recessed part 33 for suction and near the second discharge section DS2 in an arc shape along the circumferential direction at a portion near the second discharge section DS2.
  • the first back pressure port 34a has one end opening to the suction section first back pressure groove 34 and the other end opening to the first high pressure chamber 14. Therefore, the pressure in the suction section first back pressure groove 34 is the same as the pressure of the hydraulic oil discharged in the first discharge section DS1.
  • One end of the second back pressure port 35 a is open to the second back pressure groove 35 for the suction section, and the other end is open to the second high pressure chamber 15. Therefore, the pressure in the suction section second back pressure groove 35 is the same as the pressure of the hydraulic oil discharged in the second discharge section DS2.
  • the first discharge section back pressure groove 36 is a groove formed in an arc shape along the circumferential direction between the through hole 30b and the first discharge port 31, and the second discharge section back pressure groove 37 is The groove is formed between the through hole 30b and the second discharge port 32 in an arc shape along the circumferential direction.
  • the cover-side side plate 40 has a first opposed back pressure groove 45 formed at a position opposed to the suction section first back pressure groove 34 with the back pressure chamber 5 interposed therebetween.
  • a second opposed back pressure groove 46 formed at a position opposite to the suction section second back pressure groove 35 with the back pressure chamber 5 interposed therebetween; and a first discharge section back pressure groove with the back pressure chamber 5 interposed therebetween.
  • a third opposing back pressure groove 47 formed at a position facing the second pressure section 36; and a fourth opposing back pressure groove 48 formed at a position opposing the second discharge section back pressure groove 37 with the back pressure chamber 5 interposed therebetween.
  • the first opposing back pressure groove 45 is a groove formed between the through hole 40b and the suction notch 41 and formed in an arc shape along the circumferential direction in a portion near the first opposing groove 43.
  • the second opposed back pressure groove 46 is a groove formed between the through hole 40b and the suction notch 41 and formed in an arc shape along the circumferential direction at a portion near the second opposed groove 44.
  • the third opposing back pressure groove 47 is a groove formed in an arc shape along the circumferential direction between the through hole 40b and the first opposing groove 43, and the fourth opposing back pressure groove 48 is formed with the through hole 40b.
  • the groove is formed in an arc shape along the circumferential direction between the second opposing groove 44 and the second opposing groove 44.
  • first opposed back pressure groove 45 communicates with the first back pressure groove 34 for the suction section through the back pressure chamber 5
  • the pressure of the first opposed back pressure groove 45 is discharged in the first discharge section DS1. It is the same as the pressure of the hydraulic oil.
  • a third opposing back pressure groove 47 communicates with the first opposing back pressure groove 45 through a first communication groove 45a.
  • the back pressure groove 36 for the discharge section communicates. Therefore, the pressure in the third opposing back pressure groove 47 and the pressure in the first discharge section back pressure groove 36 are also substantially the same as the pressure of the hydraulic oil discharged in the first discharge section DS1.
  • the first communication groove 45a functions as a throttle
  • the first back pressure groove 34 for the suction section and the first opposing back surface are changed according to the movement of the hydraulic oil accompanying the expansion and contraction of the volume of the back pressure chamber 5.
  • a pressure difference is generated between the pressure of the pressure groove 45 and the pressures of the first discharge section back pressure groove 36 and the third opposed back pressure groove 47.
  • the pressure of the second opposed back pressure groove 46 is increased in the second discharge section DS2. It has the same magnitude as the pressure of the discharged hydraulic oil.
  • a fourth opposing back pressure groove 48 communicates with the second opposing back pressure groove 46 through a second communication groove 46a.
  • the back pressure groove 37 for the discharge section communicates. Therefore, the pressure of the fourth opposing back pressure groove 48 and the pressure of the second discharge section back pressure groove 37 are also substantially the same as the pressure of the hydraulic oil discharged in the second discharge section DS2.
  • the second communication groove 46a functions as a throttle
  • the second back pressure groove 35 for the suction section and the second opposing back surface are changed according to the movement of the hydraulic oil accompanying the expansion and contraction of the volume of the back pressure chamber 5.
  • a pressure difference is generated between the pressure of the pressure groove 46 and the pressure of the second discharge section back pressure groove 37 and the pressure of the fourth opposed back pressure groove 48.
  • FIG. 6 is a profile of the inner circumferential cam surface 4a when the starting point R0 of the suction section SS1 is set to zero degree, and how much the vane 3 projects from the slit 2a while the rotor 2 makes one rotation from the starting point R0. Is changed.
  • the inner peripheral cam surface 4a changes so that the vane 3 gradually projects from the slit 2a over the suction section SS1, that is, the volume of the pump chamber 6 gradually increases.
  • the inside of the pump chamber 6 becomes a negative pressure, and the working oil is sucked into the pump chamber 6.
  • the inner peripheral cam surface 4a changes so that the vane 3 slightly enters the slit 2a, that is, the volume of the pump chamber 6 is slightly reduced.
  • the pressure in the pump chamber 6 changes from negative pressure to positive pressure.
  • the degree of change of the inner peripheral cam surface 4a in the first transition section TS1 is set to an appropriate magnitude such that bubbles disappear and surge pressure does not occur.
  • the inner peripheral cam surface 4a changes so that the vane 3 enters the slit 2a, that is, the volume of the pump chamber 6 is reduced.
  • the pressure in the pump chamber 6 becomes positive and the working oil is discharged from the pump chamber 6.
  • the inner peripheral cam surface 4a gently displaces the vane 3 so that the volume change rate of the pump chamber 6 becomes smaller than in the first transition section TS1.
  • the pressure in the pump chamber 6 has already become positive pressure and there are almost no bubbles, so there is no need to reduce the volume of the pump chamber 6 as much as in the first transition section TS1.
  • the degree of change of the inner peripheral cam surface 4a in the second transition section TS2 is set to be smaller than the degree of change in the first transition section TS1.
  • the inner peripheral cam surface 4a changes so that the vane 3 further enters the slit 2a, that is, the volume of the pump chamber 6 further decreases. As the volume of the pump chamber 6 is further reduced in this way, hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6.
  • the inner peripheral cam surface 4a gently displaces the vane 3 so that the volume of the pump chamber 6 is minimized.
  • the length of the suction section SS1 is preferably equal to or longer than the total length of the first discharge section DS1 and the second discharge section DS2. .
  • hydraulic oil is sucked into the pump chamber 6 in the suction section SS1, a part of the sucked hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6 in the first discharge section DS1, and is sucked in the second discharge section DS2.
  • the remaining hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6. That is, in the vane pump 100, the hydraulic oil is sucked into the pump chambers 6 only once while the rotor 2 makes one rotation, and the hydraulic oil is discharged from the pump chambers 6 twice.
  • the volume of the pump chamber 6 gradually increases with the rotation of the rotor 2. Since the pump chamber 6 has a negative pressure as the volume of the pump chamber 6 increases, hydraulic oil is sucked into the pump chamber 6 through the suction concave portion 33 and the suction notch 41 so as to fill the pump chamber 6.
  • the suction section SS1 in which the suction port is provided is set to 1 for two discharge sections of the first discharge section DS1 in which the first discharge port 31 is provided and the second discharge section DS2 in which the second discharge port 32 is provided. Only one is provided. For this reason, the suction section SS1 can be made longer than when a suction section is provided for each discharge section as in a conventional balanced vane pump in which two suction sections are provided for two discharge sections. .
  • the pump chamber 6 When the pump chamber 6 communicates with the first discharge port 31 and the preceding pump chamber 6 through the first notch 31a, the working oil pressurized from the first discharge port 31 and the preceding pump chamber 6 is pumped through the first notch 31a. 6, the pressure in the pump chamber 6 becomes a positive pressure. At this time, if the operating oil in the pump chamber 6 contains air bubbles, the bubbles will become minute and disappear by the increase in the pressure of the pump chamber 6. For this reason, the pump chamber 6 and the first discharge port 31 directly communicate with each other, and the occurrence of cavitation when the hydraulic oil in the pump chamber 6 is pressurized is suppressed.
  • the first notch 31a has a tapered shape, it is possible to suppress a sudden flow of hydraulic oil from the first discharge port 31 and the preceding pump chamber 6 into the pump chamber 6, thereby suppressing the pressure in the pump chamber 6. Is prevented from fluctuating.
  • a surge pressure is generated in the pump chamber 6, the pressure in the pump chamber 6 is stabilized by the hydraulic oil gradually flowing out to the first discharge port 31 through the first notch 31a.
  • the volume of the pump chamber 6 is increased by a predetermined amount with the rotation of the rotor 2 so that hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6. Shrink by a percentage.
  • the hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 is guided to the first high-pressure chamber 14 through the first discharge port 31.
  • the hydraulic oil guided to the first high-pressure chamber 14 is supplied to a fluid pressure device provided outside the vane pump 100 through a passage (not shown).
  • the pressure of the pump chamber 6 having passed through the first discharge section DS1 and moved to the second transition section TS2 is equal to the pressure of the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 and is not a negative pressure. Has almost no air bubbles. That is, in the second transition section TS2, the volume of the pump chamber 6 only needs to be slightly reduced to the extent that the pressure of the pump chamber 6 is maintained. Therefore, the volume change rate of the pump chamber 6 in the second transition section TS2 is the first rate. It is possible to make the volume change rate smaller than the volume change rate of the pump chamber 6 in the transition section TS1.
  • the pressure in the pump chamber 6 fluctuates.
  • the volume change rate of the pump chamber 6 in the second transition section TS2 it is possible to suppress the fluctuation of the pressure in the pump chamber 6 moving in the second transition section TS2.
  • the pressure of the hydraulic oil discharged in the subsequent second discharge section DS2 can be stabilized.
  • the second length L2 which is the circumferential length of the second notch 32a, need not be as long as the first length L1, which is the circumferential length of the first notch 31a.
  • the size of the cross-sectional area S2 of the second notch 32a at a position spaced apart from the opening edge of the second discharge port 32 by a predetermined distance L0 in the circumferential direction is equal to the circumference of the opening edge of the first discharge port 31.
  • the second notch 32a may not be provided.
  • the volume of the pump chamber 6 is increased by a predetermined amount with the rotation of the rotor 2 so that hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6. Shrink by a percentage.
  • the hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 is guided to the second high-pressure chamber 15 through the second discharge port 32.
  • the hydraulic oil guided to the second high-pressure chamber 15 is supplied to a fluid pressure device provided outside the vane pump 100 through a passage (not shown) separately from the hydraulic oil guided to the first high-pressure chamber 14.
  • the volume of the pump chamber 6 is reduced at a predetermined rate so that the volume of the pump chamber 6 is minimized. As described above, by minimizing the volume of the pump chamber 6 before reaching the suction section SS1, it is possible to efficiently suck the hydraulic oil in the suction section SS1.
  • the vane pump 100 sucks hydraulic oil into the pump chamber 6 in one suction section SS1, and discharges hydraulic oil from the pump chamber 6 in two discharge sections DS1 and DS2. Therefore, it is possible to simultaneously supply the low-pressure hydraulic oil and the high-pressure hydraulic oil to the fluid pressure device provided outside.
  • the second discharge port 32 in the second discharge section DS2 where the hydraulic oil pressurized in the first discharge section DS1 can be further pressurized.
  • the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 in the first discharge section DS1 is supplied to the hydraulic equipment as low-pressure hydraulic oil.
  • the hydraulic oil discharged through the second discharge port 32 may be supplied as low-pressure hydraulic oil, and the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 may be supplied as high-pressure hydraulic oil to the fluid pressure device.
  • the hydraulic oil discharged through the second discharge port 32 and the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 are combined to form a hydraulic device. Supplied to
  • Hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 in the first discharge section DS1 is supplied to the back pressure chamber 5 in the section DS1 through the first back pressure port 34a, and is supplied to the back pressure chamber 5 in the suction section SS1.
  • the back pressure chamber 5 on the second discharge section DS2 side and the back pressure chamber 5 from the second transition section TS2 to the second discharge section DS2 are discharged from the pump chamber 6 in the second discharge section DS2. Hydraulic oil is supplied through the second back pressure port 35a.
  • the pressure of the hydraulic oil supplied to the back pressure chamber 5 different, for example, when the pressure of the hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 in the first discharge section DS1 becomes low, Since the pressure of the back pressure chamber 5 to which the hydraulic oil is supplied through the first back pressure port 34a is also reduced, the relatively high pressure hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 in the second discharge section DS2 is supplied to all the back pressure chambers. 5, the force of the vane 3 pressed against the inner peripheral cam surface 4a of the cam ring 4 by the pressure of the back pressure chamber 5 is reduced. Thereby, the frictional force generated between the vane 3 and the inner peripheral cam surface 4a is reduced, and as a result, the torque for driving the vane pump 100 can be reduced.
  • the number of the suction sections SS1 in which the hydraulic oil is sucked into the pump chamber 6 is one, and the number of the discharge sections DS1 and DS2 in which the hydraulic oil is discharged from the pump chamber 6 is two.
  • the suction section SS1 by making the suction section SS1 longer, it becomes possible to sufficiently suck the working oil into the pump chamber 6, and as a result, the pump efficiency can be improved. Further, by lengthening the discharge sections DS1 and DS2, the pressure of the hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 can be stabilized.
  • the three ports of the suction port (the suction concave portion 33 and the suction notch portion 41), the first discharge port 31, and the second discharge port 32 are arranged along the rotation direction of the rotor 2, They are arranged in this order. That is, the hydraulic oil sucked in by one suction port is first discharged through the first discharge port 31 and then discharged through the second discharge port 32.
  • the suction period for sucking the hydraulic oil is lengthened, so that the hydraulic oil can be sufficiently sucked. Since the period from oil suction to oil discharge becomes longer, it is possible to discharge the hydraulic oil that has been sufficiently pressurized through the discharge ports 31 and 32.
  • insufficient suction of hydraulic oil and insufficient pressure increase are eliminated, and as a result, fluctuations in the discharge pressure of the vane pump 100 can be suppressed.
  • the vane pump 100 includes a rotor 2 driven to rotate, a plurality of vanes 3 slidably inserted into a plurality of slits 2 a radially formed in the rotor 2, and a tip 3 a of the vane 3 as the rotor 2 rotates.
  • a cam ring 4 having an inner peripheral cam surface 4a with which the pump ring 6 slides, a pump chamber 6 defined between the adjacent vanes 3, the rotor 2 and the cam ring 4, and a hydraulic oil sucked into the pump chamber 6.
  • a suction port suction concave portion 33, suction notch portion 41
  • a first discharge port 31 and a second discharge port 32 for guiding hydraulic oil discharged from the pump chamber 6 are provided.
  • the first discharge port 31 and the second discharge port 32 are arranged in this order along the rotation direction of the rotor 2.
  • the three ports of the suction ports 33 and 41, the first discharge port 31, and the second discharge port 32 are arranged in this order along the rotation direction of the rotor 2. That is, the hydraulic oil sucked in by one suction port 33, 41 is first discharged through the first discharge port 31, and then discharged through the second discharge port 32.
  • the suction period for sucking the hydraulic oil becomes longer, so that the hydraulic oil can be sufficiently sucked.
  • the period from the suction of the hydraulic oil to the discharge thereof is long, it is possible to discharge the sufficiently pressurized hydraulic oil through the discharge ports 31 and 32.
  • in the vane pump 100 having the above configuration insufficient suction of hydraulic oil and insufficient pressure increase are eliminated, and as a result, fluctuations in the discharge pressure of the vane pump 100 can be suppressed.
  • the hydraulic oil is discharged from the two discharge ports of the first discharge port 31 and the second discharge port 32. For this reason, it is possible to supply two stable pressures with little fluctuation to a hydraulic device that requires hydraulic oils of different pressures.
  • the volume of the pump chamber 6 increases with the rotation of the rotor 2 in the suction section SS1 in which the suction ports 33 and 41 communicate with the pump chamber 6, and the first discharge port 31 and the pump chamber 6 that follow the suction section SS1. Is reduced with the rotation of the rotor 2 in the first discharge section DS1 where the pump 2 communicates with the second discharge port 32 following the first discharge section DS1 and in the second discharge section DS2 where the pump chamber 6 communicates. , And expand again in the suction section SS1 following the second discharge section DS.
  • the hydraulic oil sucked in one suction section SS1 is first discharged in the first discharge section DS1, and then discharged in the second discharge section DS2.
  • the suction period for sucking the hydraulic oil becomes longer, so that the working oil can be sufficiently sucked. Since the period from the suction to the discharge of the hydraulic oil is lengthened, it is possible to discharge the pressurized hydraulic oil in each of the discharge sections DS1 and DS2.
  • in the vane pump 100 having the above configuration insufficient suction of hydraulic oil and insufficient pressure increase are eliminated, and as a result, fluctuations in the discharge pressure of the vane pump 100 can be suppressed.
  • a first transition section TS1 in which the pump chamber 6 is closed is provided between the suction section SS1 and the first discharge section DS1, and a pump chamber is provided between the first discharge section DS1 and the second discharge section DS2.
  • a second transition section TS2 in which the pump chamber 6 is closed is provided, and the volume change rate of the pump chamber 6 in the second transition section TS2 is smaller than the volume change rate of the pump chamber 6 in the first transition section TS1.
  • the volume change rate of the pump chamber 6 in the second transition section TS2 is set to be smaller than the volume change rate of the pump chamber 6 in the first transition section TS1.
  • the vane pump 100 further includes a back pressure chamber 5 defined by the base end 3b of the vane 3 in the slit 2a, and the back pressure chamber 5 in the suction section SS1 on the side of the first discharge section DS1. Hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 is guided to the pressure chamber 5, and the back pressure chamber 5 located in the second discharge section DS2 among the back pressure chambers 5 in the suction section SS1 has the second pressure. The hydraulic oil discharged through the discharge port 32 is guided.
  • the working oil discharged through the first discharge port 31 is guided to the back pressure chamber 5 on the first discharge section DS1 side of the back pressure chamber 5 in the suction section SS1, and Hydraulic oil discharged through the second discharge port 32 is guided to the back pressure chamber 5 on the side of the second discharge section DS2 among the back pressure chambers 5 in the above.
  • the pressure of the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 becomes low, the back pressure chamber 5 located in the first discharge section DS1 side of the back pressure chamber 5 in the suction section SS1. Since the pressure is also reduced, the force with which the vane 3 is pressed against the inner peripheral cam surface 4 a of the cam ring 4 by the pressure of the back pressure chamber 5 is reduced. Thereby, the frictional force generated between the vane 3 and the inner peripheral cam surface 4a is reduced, and as a result, the torque for driving the vane pump 100 can be reduced.
  • the vane pump 100 includes a first notch 31a extending from the opening edge of the first discharge port 31 in the direction opposite to the rotation direction of the rotor 2, and a rotation direction of the rotor 2 from the opening edge of the second discharge port 32. Further includes a second notch 32a extending in the opposite direction, and a first length L1 which is a length in the circumferential direction of the first notch 31a is a second length which is a length in the circumferential direction of the second notch 32a. It is longer than L2.
  • the first length L1 which is the length of the first notch 31a in the circumferential direction
  • the second length L2 which is the length of the second notch 32a in the circumferential direction.
  • the vane pump 100 includes a first notch 31a extending from the opening edge of the first discharge port 31 in the direction opposite to the rotation direction of the rotor 2, and a rotation direction of the rotor 2 from the opening edge of the second discharge port 32. Further includes a second notch 32a extending in the opposite direction, and a cross-sectional area S1 of the first notch 31a at a position circumferentially separated by a predetermined distance L0 from the opening edge of the first discharge port 31 is equal to the second notch. It is larger than the cross-sectional area S2 of the second notch 32a at a position separated from the opening edge of the discharge port 32 by a predetermined distance L0 in the circumferential direction.
  • the cross-sectional area S1 of the first notch 31a at a position circumferentially separated from the opening edge of the first discharge port 31 by a predetermined distance L0 is predetermined from the opening edge of the second discharge port 32 in the circumferential direction. Is set larger than the cross-sectional area S2 of the second notch 32a at a position separated by the distance L0.
  • the pressure of the pump chamber 6 is reduced in the first transition section TS1 in which the pressure of the pump chamber 6 becomes relatively unstable, and the pump chamber 6 performs the first discharge. It is possible to stabilize before reaching the section DS1, and as a result, the pressure of the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31 can be stabilized.
  • the pump can be pumped from the second discharge port 32 through the second notch 32a. It is possible to suppress the flow of the hydraulic oil into the chamber 6 and prevent the pressure at the second discharge port 32 from decreasing, thereby stabilizing the pressure of the hydraulic oil discharged through the second discharge port 32. be able to.
  • the pressure of the hydraulic oil discharged through the second discharge port 32 is higher than the pressure of the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31.
  • the pressure of the hydraulic oil discharged through the second discharge port 32 is higher than the pressure of the hydraulic oil discharged through the first discharge port 31.
  • the relatively low-pressure hydraulic oil is supplied from the first discharge port 31 and the relatively high-pressure hydraulic oil is supplied from the second discharge port 32.
  • the vane pump 100 is not limited to a pump having a constant discharge capacity (pump displacement), but may be a variable displacement pump capable of changing a discharge capacity by displacing a cam ring.

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Abstract

ベーンポンプ（１００）は、ロータ（２）と、ロータ（２）に放射状に形成された複数のスリット（２ａ）に摺動自在に挿入される複数のベーン（３）と、ロータ（２）の回転に伴いベーン（３）の先端部（３ａ）が摺接する内周カム面（４ａ）を有するカムリング（４）と、隣り合うベーン（３）とロータ（２）とカムリング（４）との間に画成されるポンプ室（６）と、ポンプ室（６）に吸い込まれる作動油を導く吸込ポート（３３，４１）と、ポンプ室（６）から吐出される作動油を導く第１吐出ポート（３１）及び第２吐出ポート（３２）と、を備える。吸込ポート（３３，４１）、第１吐出ポート（３１）及び第２吐出ポート（３２）は、ロータ（２）の回転方向に沿って、この順番で配置される。

Description

ベーンポンプ
　本発明は、ベーンポンプに関するものである。
　ＪＰ２０１３－０５００６７Ａには、複数のスリットが放射方向に形成されたロータと、各スリットに摺動可能に収納され先端面がカムリングのカム面に摺接する複数のベーンと、隣り合うベーン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２つの吸込ポートと、ポンプ室から吐出される作動流体を導く２つの吐出ポートと、を備えたベーンポンプが記載されている。
　ＪＰ２０１３－０５００６７Ａに記載のベーンポンプでは、吸込ポートと吐出ポートとがロータの回転方向に沿って交互に配置されている。このため、作動流体の吸入と吐出とは比較的短い期間で行われることになる。一般的に、吸入期間が短いと作動流体を十分に吸込むことができず、また、昇圧期間が短いと作動流体を十分に昇圧することができなくなる。したがって、特許文献１に記載のベーンポンプのように２つの吸込ポートと２つの吐出ポートを有するベーンポンプでは、吸入から吐出までの期間が短くなることで、作動流体の吸込み不足や昇圧不足により各吐出ポートを通じて吐出される作動油の吐出圧が不安定となるおそれがある。
　本発明は、ベーンポンプの吐出圧を安定させることを目的とする。
　本発明のある態様によれば、ベーンポンプは、回転駆動されるロータと、前記ロータに放射状に形成された複数のスリットに摺動自在に挿入される複数のベーンと、前記ロータの回転に伴い前記ベーンの先端部が摺接する内周カム面を有するカムリングと、隣り合う前記ベーンと、前記ロータと、前記カムリングと、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第１吐出ポート及び第２吐出ポートと、を備え、前記吸込ポート、前記第１吐出ポート及び前記第２吐出ポートは、前記ロータの回転方向に沿って、この順番で配置される。
図１は、本発明の実施形態に係るベーンポンプの断面図である。 図２は、図１のII－II線に沿うポンプ室周辺の断面図である。 図３は、カムリング側から見たボディ側サイドプレートの平面図である。 図４は、図３のＡ－Ａ線に沿う断面と図３のＢ－Ｂ線に沿う断面とを重ね合わせて示した概略図である。 図５は、カムリング側から見たカバー側サイドプレートの平面図である。 図６は、カムリングの内周カム面のプロファイルを示した図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態について説明する。
　図１及び図２を参照して、本発明の実施形態に係るベーンポンプ１００について説明する。図１は、本発明の実施形態に係るベーンポンプ１００の断面図であり、図２は、図１のII－II線に沿う断面を部分的に拡大して示した図である。
　ベーンポンプ１００は、車両に搭載される流体圧機器、例えば、パワーステアリング装置や無段変速機等へ加圧された作動流体を供給する流体圧供給源として用いられる。作動流体は、オイルやその他の水溶性代替液等である。
　図１及び図２に示すように、ベーンポンプ１００は、収容凹部１０ａが形成されたポンプボディ１０と、収容凹部１０ａを覆いポンプボディ１０に固定されるポンプカバー２０と、ポンプボディ１０及びポンプカバー２０に軸受１１、１２を介して回転自在に支持される駆動軸１と、駆動軸１に連結され収容凹部１０ａ内に収容されるロータ２と、ロータ２に放射状に形成された複数のスリット２ａに摺動自在に収装される複数のベーン３と、ロータ２及びベーン３を収容しベーン３の先端部３ａが摺接する内周カム面４ａを有するカムリング４と、を備える。
　ベーンポンプ１００は、図示しないエンジン等によって駆動され、駆動軸１に連結されたロータ２が、回転駆動されることで流体圧を発生させる。
　ベーン３は、図２に示すように、各スリット２ａに摺動自在に挿入され、スリット２ａから突出する端部である先端部３ａと、先端部３ａとは反対側の端部である基端部３ｂと、を有する。スリット２ａの底部側には、ベーン３の基端部３ｂによって区画される背圧室５が形成される。背圧室５には、作動流体としての作動油が導かれ、ベーン３は、背圧室５の圧力によってスリット２ａから突出する方向に押圧される。
　カムリング４は、内周面に形成された内周カム面４ａを有する環状の部材である。ベーン３が背圧室５の圧力によってスリット２ａから突出する方向に押圧されると、ベーン３の先端部３ａはカムリング４の内周カム面４ａに摺接する。これにより、カムリング４の内部には、ロータ２の外周面と、カムリング４の内周カム面４ａと、隣り合うベーン３と、によってポンプ室６が画成される。
　内周カム面４ａは所定のプロファイルで形成されているため、内周カム面４ａを摺接する各ベーン３間のポンプ室６の容積は、ロータ２の回転に伴って拡張と収縮とを繰り返す。ポンプ室６の容積が徐々に拡大する区間では作動油がポンプ室６に吸入され、ポンプ室６の容積が徐々に縮小する区間では作動油がポンプ室６から吐出される。
　ベーンポンプ１００は、ロータ２の軸方向一端側に設けられ、ロータ２及びカムリング４の一方の側面に当接するボディ側サイドプレート３０と、ロータ２の軸方向他端側に設けられ、ロータ２及びカムリング４の他方の側面に当接するカバー側サイドプレート４０と、をさらに備える。
　ボディ側サイドプレート３０は、収容凹部１０ａの底面とロータ２との間に設けられる平板部材であり、ボディ側サイドプレート３０には、ロータ２が摺接するとともにカムリング４が当接する。
　一方、カバー側サイドプレート４０は、ロータ２とポンプカバー２０との間に設けられる平板状部材であり、カバー側サイドプレート４０には、ロータ２が摺接するとともにカムリング４が当接する。このように、ボディ側サイドプレート３０とカバー側サイドプレート４０とは、ロータ２及びカムリング４を挟んで対向した状態で配置される。
　ポンプボディ１０の収容凹部１０ａに、ボディ側サイドプレート３０、ロータ２、カムリング４、及びカバー側サイドプレート４０が収容された状態で、ポンプボディ１０にポンプカバー２０が取付けられることで、収容凹部１０ａは封止される。
　ポンプボディ１０の収容凹部１０ａの底面側には、ポンプボディ１０とボディ側サイドプレート３０によって区画された第１高圧室１４と第２高圧室１５との２つの高圧室が形成される。第１高圧室１４及び第２高圧室１５は、図示しない通路を通じてベーンポンプ１００の外部に設けられる流体圧機器に連通する。
　一方、ポンプカバー２０には、ポンプボディ１０側において開口する吸込圧室２１が形成される。吸込圧室２１は、図示しない通路を通じてベーンポンプ１００の外部に設けられるタンクに連通する。
　また、収容凹部１０ａの内周面には、ボディ側サイドプレート３０に向かって形成される溝状の迂回通路１３が設けられる。迂回通路１３は、ポンプカバー２０に形成された吸込圧室２１と連通している。
　次に、図３～５を参照して、ボディ側サイドプレート３０及びカバー側サイドプレート４０の具体的な形状について説明する。図３は、図１においてカムリング４側から見たボディ側サイドプレート３０の平面図であり、図４は、図３のＡ－Ａ線に沿う後述の第１ノッチ３１ａの断面と図３のＢ－Ｂ線に沿う後述の第２ノッチ３２ａの断面とを重ね合わせて示した概略図であり、図５は、図１においてカムリング４側から見たカバー側サイドプレート４０の平面図である。
　ボディ側サイドプレート３０は、図３に示すように、ロータ２及びベーン３の側面が摺接する摺接面３０ａと、駆動軸１が挿通する貫通孔３０ｂと、摺接面３０ａを径方向外側に向かって切り欠くことで形成された吸込ポートとしての吸込用凹部３３と、軸方向に貫通して形成され摺接面３０ａに開口する第１吐出ポート３１及び第２吐出ポート３２と、を有する。ボディ側サイドプレート３０に対してロータ２及びベーン３は、図３中に示す矢印に沿って摺接する。
　第１吐出ポート３１及び第２吐出ポート３２は、周方向に沿って円弧状に形成された長孔であり、第１吐出ポート３１は、ポンプ室６と第１高圧室１４とを連通しポンプ室６から吐出される作動油を第１高圧室１４へと導き、第２吐出ポート３２は、ポンプ室６と第２高圧室１５とを連通しポンプ室６から吐出される作動油を第２高圧室１５へと導く。
　吸込用凹部３３は、摺接面３０ａにおける開口部を通じてポンプ室６と連通し、ボディ側サイドプレート３０の外周面における開口部を通じて収容凹部１０ａの内周面に形成された迂回通路１３と連通している。つまり、ポンプ室６と吸込圧室２１とは、吸込用凹部３３と迂回通路１３とにより連通されており、吸込用凹部３３は、ポンプ室６に吸い込まれる作動油をポンプ室６へと導いている。
　吸込用凹部３３と第１吐出ポート３１と第２吐出ポート３２とは、周方向に所定の間隔をあけて配置されており、ロータ２の回転方向である図３中に示す矢印の方向に沿って、吸込用凹部３３、第１吐出ポート３１、第２吐出ポート３２の順番で配置される。
　吸込用凹部３３が形成される範囲は、吸込用凹部３３を通じてポンプ室６と吸込圧室２１とが連通することから、ポンプ室６に作動油が吸入される区間である吸入区間ＳＳ１となる。一方、第１吐出ポート３１が形成される範囲は、第１吐出ポート３１を通じてポンプ室６と第１高圧室１４とが連通することから、ポンプ室６から作動油が第１高圧室１４へと吐出される区間である第１吐出区間ＤＳ１となり、第２吐出ポート３２が形成される範囲は、第２吐出ポート３２を通じてポンプ室６と第２高圧室１５とが連通することから、ポンプ室６から作動油が第２高圧室１５へと吐出される区間である第２吐出区間ＤＳ２となる。
　また、吸入区間ＳＳ１と第１吐出区間ＤＳ１との間は、ポンプ室６に対する作動油の流出入が遮断される第１遷移区間ＴＳ１となり、第１吐出区間ＤＳ１と第２吐出区間ＤＳ２との間は、ポンプ室６に対する作動油の流出入が遮断される第２遷移区間ＴＳ２となり、第２吐出区間ＤＳ２と吸入区間ＳＳ１との間は、ポンプ室６に対する作動油の流出入が遮断される第３遷移区間ＴＳ３となる。
　また、ボディ側サイドプレート３０の摺接面３０ａには、第１吐出ポート３１の開口縁部からロータ２の回転方向とは反対の方向へ向けて延びる断面形状が略Ｖ字状の溝である第１ノッチ３１ａと、第２吐出ポート３２の開口縁部からロータ２の回転方向とは反対の方向へ向けて延びる断面形状が略Ｖ字状の溝である第２ノッチ３２ａと、が設けられる。第１ノッチ３１ａ及び第２ノッチ３２ａは、ロータ２の外周面より外周側であってカムリング４の内周カム面４ａより内周側に形成される。
　第１ノッチ３１ａ及び第２ノッチ３２ａは、いずれもロータ２の回転方向とは反対の方向へ行くほど径方向の幅が小さくなる先細り状に形成される。第１吐出ポート３１の開口縁部における第１ノッチ３１ａの深さは、第２吐出ポート３２の開口縁部における第２ノッチ３２ａの深さとほぼ同じ深さであり、第１吐出ポート３１の開口縁部における第１ノッチ３１ａの径方向における幅は、第２吐出ポート３２の開口縁部における第２ノッチ３２ａの径方向における幅とほぼ同じ大きさである。一方、第１ノッチ３１ａの周方向における長さである第１長さＬ１は、第２ノッチ３２ａの周方向における長さである第２長さＬ２よりも長く設定される。
　このため、第１吐出ポート３１の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第１ノッチ３１ａの断面積Ｓ１は、図４に示すように、第２吐出ポート３２の開口縁部から周方向に同じ所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第２ノッチ３２ａの断面積Ｓ２よりも大きくなる。図４には、図３のＡ－Ａ線に沿う第１吐出ポート３１の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第１ノッチ３１ａの断面と、図３のＢ－Ｂ線に沿う第２吐出ポート３２の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第２ノッチ３２ａの断面と、が重ね合わせて示されている。なお、第１ノッチ３１ａ及び第２ノッチ３２ａの断面形状は、略Ｖ字状に限定されず、矩形状や半円状、略Ｕ字状であってもよい。
　一方、カバー側サイドプレート４０は、図５に示すように、ロータ２及びベーン３の側面が摺接する摺接面４０ａと、駆動軸１が挿通する貫通孔４０ｂと、外縁部の一部を切り欠くことで形成された吸込ポートとしての吸込用切欠部４１と、ポンプ室６を挟んで第１吐出ポート３１に対向する位置に形成される第１対向溝４３と、ポンプ室６を挟んで第２吐出ポート３２に対向する位置に形成される第２対向溝４４と、を有する。カバー側サイドプレート４０に対してロータ２及びベーン３は、図５中に示す矢印に沿って摺接する。
　吸込用切欠部４１は、吸込用凹部３３と同じ範囲にわたって周方向に沿って形成されており、ポンプ室６と吸込圧室２１とは、吸込用切欠部４１を通じて連通される。このように、ポンプ室６と吸込圧室２１とは、吸込用凹部３３と吸込用切欠部４１とを通じて連通されるため、ポンプ室６内への作動油の吸入は効率よく行われる。
　第１対向溝４３及び第２対向溝４４は、周方向に沿って円弧状に形成された溝である。第１対向溝４３はポンプ室６を通じて第１吐出ポート３１と連通するので、第１対向溝４３の圧力は、第１吐出ポート３１と同じ圧力となる。このため、第１吐出ポート３１の圧力がベーン３に及ぼす力は、第１対向溝４３の圧力によって相殺される。
　同様に、第２対向溝４４はポンプ室６を通じて第２吐出ポート３２と連通するので、第２吐出ポート３２の圧力がベーン３に及ぼす力は、第２対向溝４４の圧力によって相殺される。このように第１対向溝４３及び第２対向溝４４をカバー側サイドプレート４０に設けることによって、ベーン３がカバー側サイドプレート４０に押し付けられることを防止することができる。
　また、ボディ側サイドプレート３０とカバー側サイドプレート４０とには、背圧室５に作動油を供給するとともに隣り合う背圧室５を連通する溝が設けられる。
　具体的には、ボディ側サイドプレート３０は、図３に示すように、摺接面３０ａに形成され背圧室５と連通する吸入区間用第１背圧溝３４と、吸入区間用第１背圧溝３４に開口する第１背圧ポート３４ａと、摺接面３０ａに形成され背圧室５と連通する吸入区間用第２背圧溝３５と、吸入区間用第２背圧溝３５に開口する第２背圧ポート３５ａと、摺接面３０ａに形成され背圧室５と連通する第１吐出区間用背圧溝３６と、摺接面３０ａに形成され背圧室５と連通する第２吐出区間用背圧溝３７と、を有する。
　吸入区間用第１背圧溝３４は、貫通孔３０ｂと吸込用凹部３３との間であって、第１吐出区間ＤＳ１寄りの部分に周方向に沿って円弧状に形成された溝であり、吸入区間用第２背圧溝３５は、貫通孔３０ｂと吸込用凹部３３との間であって、第２吐出区間ＤＳ２寄りの部分に周方向に沿って円弧状に形成された溝である。
　第１背圧ポート３４ａは、一端が吸入区間用第１背圧溝３４に開口しており、他端が第１高圧室１４に開口している。したがって、吸入区間用第１背圧溝３４の圧力は、第１吐出区間ＤＳ１で吐出された作動油の圧力と同じ大きさとなる。
　第２背圧ポート３５ａは、一端が吸入区間用第２背圧溝３５に開口しており、他端が第２高圧室１５に開口している。したがって、吸入区間用第２背圧溝３５の圧力は、第２吐出区間ＤＳ２で吐出された作動油の圧力と同じ大きさとなる。
　第１吐出区間用背圧溝３６は、貫通孔３０ｂと第１吐出ポート３１との間に周方向に沿って円弧状に形成された溝であり、第２吐出区間用背圧溝３７は、貫通孔３０ｂと第２吐出ポート３２との間に周方向に沿って円弧状に形成された溝である。
　これに対して、カバー側サイドプレート４０は、図５に示すように、背圧室５を挟んで吸入区間用第１背圧溝３４に対向する位置に形成される第１対向背圧溝４５と、背圧室５を挟んで吸入区間用第２背圧溝３５に対向する位置に形成される第２対向背圧溝４６と、背圧室５を挟んで第１吐出区間用背圧溝３６に対向する位置に形成される第３対向背圧溝４７と、背圧室５を挟んで第２吐出区間用背圧溝３７に対向する位置に形成される第４対向背圧溝４８と、第１対向背圧溝４５と第３対向背圧溝４７とを連通する第１連通溝４５ａと、第２対向背圧溝４６と第４対向背圧溝４８とを連通する第２連通溝４６ａと、を有する。
　第１対向背圧溝４５は、貫通孔４０ｂと吸込用切欠部４１との間であって、第１対向溝４３寄りの部分に周方向に沿って円弧状に形成された溝であり、第２対向背圧溝４６は、貫通孔４０ｂと吸込用切欠部４１との間であって、第２対向溝４４寄りの部分に周方向に沿って円弧状に形成された溝である。
　第３対向背圧溝４７は、貫通孔４０ｂと第１対向溝４３との間に周方向に沿って円弧状に形成された溝であり、第４対向背圧溝４８は、貫通孔４０ｂと第２対向溝４４との間に周方向に沿って円弧状に形成された溝である。
　第１対向背圧溝４５は、背圧室５を通じて吸入区間用第１背圧溝３４と連通しているため、第１対向背圧溝４５の圧力は、第１吐出区間ＤＳ１で吐出された作動油の圧力と同じ大きさとなる。また、第１対向背圧溝４５には、第１連通溝４５ａを通じて第３対向背圧溝４７が連通しており、さらに、第３対向背圧溝４７には、背圧室５を通じて第１吐出区間用背圧溝３６が連通している。したがって、第３対向背圧溝４７及び第１吐出区間用背圧溝３６の圧力も、第１吐出区間ＤＳ１で吐出された作動油の圧力とほぼ同じ大きさとなる。なお、厳密には、第１連通溝４５ａは絞りとして機能するため、背圧室５の容積の拡縮に伴う作動油の移動に応じて、吸入区間用第１背圧溝３４及び第１対向背圧溝４５の圧力と第１吐出区間用背圧溝３６及び第３対向背圧溝４７の圧力との間には圧力差が生じる。
　同様に、第２対向背圧溝４６は、背圧室５を通じて吸入区間用第２背圧溝３５と連通しているため、第２対向背圧溝４６の圧力は、第２吐出区間ＤＳ２で吐出された作動油の圧力と同じ大きさとなる。また、第２対向背圧溝４６には、第２連通溝４６ａを通じて第４対向背圧溝４８が連通しており、さらに、第４対向背圧溝４８には、背圧室５を通じて第２吐出区間用背圧溝３７が連通している。したがって、第４対向背圧溝４８及び第２吐出区間用背圧溝３７の圧力も、第２吐出区間ＤＳ２で吐出された作動油の圧力とほぼ同じ大きさとなる。なお、厳密には、第２連通溝４６ａは絞りとして機能するため、背圧室５の容積の拡縮に伴う作動油の移動に応じて、吸入区間用第２背圧溝３５及び第２対向背圧溝４６の圧力と第２吐出区間用背圧溝３７及び第４対向背圧溝４８の圧力との間には圧力差が生じる。
　次に、図６を参照して、カムリング４の内周カム面４ａのプロファイルについて説明する。図６は、吸入区間ＳＳ１の始点Ｒ０を零度としたときの内周カム面４ａのプロファイルであり、ロータ２が始点Ｒ０から１回転する間にスリット２ａから突出するベーン３の突出量がどのように変化するかを示している。
　図６に示すように、内周カム面４ａは、吸入区間ＳＳ１にわたって、スリット２ａからベーン３が徐々に突出するように、すなわち、ポンプ室６の容積が徐々に拡大するように変化する。このようにポンプ室６の容積が拡大されることでポンプ室６内が負圧となりポンプ室６に作動油が吸入されることになる。
　吸入区間ＳＳ１に続く第１遷移区間ＴＳ１では、内周カム面４ａは、スリット２ａ内にベーン３がわずかに進入するように、すなわち、ポンプ室６の容積がわずかに縮小するように変化する。このようにポンプ室６の容積がわずかに縮小されることでポンプ室６の圧力は負圧から正圧へと変化する。
　なお、第１遷移区間ＴＳ１においてポンプ室６の容積を縮小しすぎるとポンプ室６の圧力が過度に上昇し、続く第１吐出区間ＤＳ１となったときに、サージ圧となるおそれがある。また、ポンプ室６に負圧の部分があり気泡が残ったままであると、続く第１吐出区間ＤＳ１でキャビテーションが発生するおそれがある。このため、第１遷移区間ＴＳ１における内周カム面４ａの変化度合は、気泡が消失するとともにサージ圧が発生しない適度な大きさに設定される。
　第１吐出区間ＤＳ１では、内周カム面４ａは、スリット２ａ内にベーン３が進入するように、すなわち、ポンプ室６の容積が縮小するように変化する。このようにポンプ室６の容積が縮小されることでポンプ室６内が正圧となりポンプ室６から作動油が吐出されることになる。
　第１吐出区間ＤＳ１に続く第２遷移区間ＴＳ２では、内周カム面４ａは、第１遷移区間ＴＳ１よりもポンプ室６の容積変化率が小さくなるようにベーン３を緩やかに変位させる。第２遷移区間ＴＳ２では、ポンプ室６の圧力がすでに正圧になっており、気泡はほとんどなくなっているため、第１遷移区間ＴＳ１ほどポンプ室６の容積を縮小する必要がない。また、ポンプ室６の容積を縮小しすぎるとポンプ室６の圧力が過度に上昇し、続く第２吐出区間ＤＳ２となったときに、サージ圧となるおそれがある。このため、第２遷移区間ＴＳ２における内周カム面４ａの変化度合は、第１遷移区間ＴＳ１における変化度合と比較し、小さめに設定される。
　第２吐出区間ＤＳ２では、内周カム面４ａは、スリット２ａ内にベーン３がさらに進入するように、すなわち、ポンプ室６の容積がさらに小さくなるように変化する。このようにポンプ室６の容積がさらに縮小されることでポンプ室６から作動油が吐出されることになる。
　第２吐出区間ＤＳ２に続く第３遷移区間ＴＳ３では、内周カム面４ａは、ポンプ室６の容積が最小となるようにベーン３を緩やかに変位させる。このようにポンプ室６の容積を最小とすることで、続く吸入区間ＳＳ１において、ポンプ室６内への作動油の吸入を円滑に行うことが可能となる。
　なお、ポンプ室６内への作動油の吸入を円滑に行うために、吸入区間ＳＳ１の長さは、第１吐出区間ＤＳ１と第２吐出区間ＤＳ２とを合せた長さ以上とすることが好ましい。
　続いて、上記構成のベーンポンプ１００の動作について説明する。
　図示しないエンジンなどの駆動装置の動力によって駆動軸１が回転駆動されることで、ロータ２は所定の方向に回転する。ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６は、吸入区間ＳＳ１、第１吐出区間ＤＳ１、第２吐出区間ＤＳ２を順に移動し、再び吸入区間ＳＳ１へと戻る。
　この一連の工程において、吸入区間ＳＳ１ではポンプ室６に作動油が吸入され、第１吐出区間ＤＳ１では吸入された作動油の一部がポンプ室６から吐出され、第２吐出区間ＤＳ２では吸入された残りの作動油がポンプ室６から吐出される。つまり、ベーンポンプ１００では、ロータ２が１回転する間に、各ポンプ室６には１度だけ作動油が吸い込まれ、各ポンプ室６から２度にわたって作動油が吐出される。
　具体的には、ポンプ室６が吸入区間ＳＳ１にあるとき、ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６の容積は徐々に拡大する。ポンプ室６の容積が拡大することでポンプ室６が負圧となるため、ポンプ室６を満たすように吸込用凹部３３及び吸込用切欠部４１を通じてポンプ室６に作動油が吸入される。
　ここで、吸入ポートが設けられる吸入区間ＳＳ１は、第１吐出ポート３１が設けられる第１吐出区間ＤＳ１と第２吐出ポート３２が設けられる第２吐出区間ＤＳ２との２つの吐出区間に対して１つだけ設けられる。このため、２つの吐出区間に対して２つの吸入区間が設けられる従来の平衡型ベーンポンプのように吐出区間に対してそれぞれ吸入区間が設けられる場合と比較し、吸入区間ＳＳ１を長くすることができる。
　このように吸入区間ＳＳ１を長くすることによって、駆動軸１の回転数が高い場合であっても、十分に作動油をポンプ室６に吸入することが可能である。
　ポンプ室６が吸入区間ＳＳ１に続く第１遷移区間ＴＳ１に移動すると、ポンプ室６の圧力が正圧となるように、ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６の容積はわずかに縮小する。また、ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６が第１遷移区間ＴＳ１を所定の距離だけ移動すると、やがてポンプ室６は、第１ノッチ３１ａを通じて第１吐出ポート３１及び先行するポンプ室６と連通する。
　ポンプ室６が第１ノッチ３１ａを通じて第１吐出ポート３１及び先行するポンプ室６と連通すると、第１吐出ポート３１及び先行するポンプ室６から加圧された作動油が第１ノッチ３１ａを通じてポンプ室６へ流入するため、ポンプ室６の圧力が正圧となる。この際、ポンプ室６内の作動油に気泡が含まれている場合は、ポンプ室６の圧力が高まることによって気泡が微小となって消失することになる。このため、ポンプ室６と第１吐出ポート３１とが直接的に連通し、ポンプ室６内の作動油が加圧されるときにキャビテーションが生じることが抑制される。
　また、第１ノッチ３１ａは、先細り形状であるため、第１吐出ポート３１及び先行するポンプ室６からポンプ室６へ急激に作動油が流入することが抑制されることで、ポンプ室６の圧力が変動することが防止される。なお、ポンプ室６にサージ圧が生じている場合は、第１ノッチ３１ａを通じて第１吐出ポート３１に徐々に作動油が流出することでポンプ室６の圧力が安定する。
　第１遷移区間ＴＳ１を通過したポンプ室６が第１吐出区間ＤＳ１に移動すると、ポンプ室６から作動油が吐出されるように、ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６の容積が所定の割合で縮小する。ポンプ室６から吐出された作動油は第１吐出ポート３１を通じて第１高圧室１４に導かれる。第１高圧室１４に導かれた作動油は、図示しない通路を通じてベーンポンプ１００の外部に設けられる流体圧機器へと供給される。
　第１吐出区間ＤＳ１を通過し第２遷移区間ＴＳ２に移動したポンプ室６の圧力は、第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油の圧力と同等であり、負圧ではないためポンプ室６内にはほとんど気泡が存在していない。つまり、第２遷移区間ＴＳ２ではポンプ室６の圧力を保持する程度にポンプ室６の容積がわずかに縮小されればよいため、第２遷移区間ＴＳ２におけるポンプ室６の容積変化率は、第１遷移区間ＴＳ１におけるポンプ室６の容積変化率よりも小さくすることが可能となる。
　特にポンプ室６に対して作動油の流出入が遮断された状態でポンプ室６の容積を大きく変化させるとポンプ室６内の圧力が変動してしまう。これに対して、第２遷移区間ＴＳ２におけるポンプ室６の容積変化率を小さくすることが可能となることで、第２遷移区間ＴＳ２を移動するポンプ室６内の圧力の変動を抑制することができるとともに、続く第２吐出区間ＤＳ２において吐出される作動油の圧力を安定させることができる。
　また、ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６が第２遷移区間ＴＳ２を所定の距離だけ移動すると、やがてポンプ室６は、第２ノッチ３２ａを通じて第２吐出ポート３２に連通する。
　先細り形状である第２ノッチ３２ａを通じてポンプ室６と第２吐出ポート３２とが連通すると、第２吐出ポート３２からポンプ室６へ作動油が徐々に流入することでポンプ室６の圧力が安定する。なお、ポンプ室６にサージ圧が生じている場合は、第２ノッチ３２ａを通じて第２吐出ポート３２に徐々に作動油が流出することでポンプ室６の圧力が安定する。
　なお、前述のように、第２遷移区間ＴＳ２におけるポンプ室６の容積変化率は小さいため、第２遷移区間ＴＳ２に移動したポンプ室６の圧力は、第１遷移区間ＴＳ１に移動したポンプ室６の圧力ほど不安定ではない。したがって、第２ノッチ３２ａの周方向における長さである第２長さＬ２は、第１ノッチ３１ａの周方向における長さである第１長さＬ１ほど長くする必要はない。換言すれば、第２吐出ポート３２の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第２ノッチ３２ａの断面積Ｓ２の大きさは、第１吐出ポート３１の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第１ノッチ３１ａの断面積Ｓ１ほど大きくする必要はない。なお、第２遷移区間ＴＳ２に移動したポンプ室６の圧力が安定している場合は、第２ノッチ３２ａを設けなくともよい。
　第２遷移区間ＴＳ２を通過したポンプ室６が第２吐出区間ＤＳ２に移動すると、ポンプ室６から作動油が吐出されるように、ロータ２の回転に伴って、ポンプ室６の容積が所定の割合で縮小する。ポンプ室６から吐出された作動油は第２吐出ポート３２を通じて第２高圧室１５に導かれる。第２高圧室１５に導かれた作動油は、図示しない通路を通じてベーンポンプ１００の外部に設けられる流体圧機器へと第１高圧室１４に導かれた作動油とは別に供給される。
　第２吐出区間ＤＳ２を通過したポンプ室６が第３遷移区間ＴＳ３に移動すると、ポンプ室６の容積が最小となるように、ポンプ室６の容積が所定の割合で縮小する。このように、吸入区間ＳＳ１に至るまでにポンプ室６の容積を最小とすることで、吸入区間ＳＳ１において作動油を効率的に吸入することが可能となる。
　このように、ベーンポンプ１００は、１つの吸入区間ＳＳ１においてポンプ室６に作動油を吸入し、２つの吐出区間ＤＳ１，ＤＳ２においてポンプ室６から作動油を吐出する。このため、外部に設けられる流体圧機器へ低圧の作動油と高圧の作動油とを同時に供給することが可能である。
　流体圧機器へ低圧の作動油と高圧の作動油とを同時に供給する場合は、第１吐出区間ＤＳ１で加圧された作動油をさらに加圧可能な第２吐出区間ＤＳ２において第２吐出ポート３２を通じて吐出された作動油が高圧の作動油として、第１吐出区間ＤＳ１において第１吐出ポート３１を通じて吐出された作動油が低圧の作動油として、流体圧機器へそれぞれ供給される。
　なお、第２吐出ポート３２を通じて吐出された作動油を低圧の作動油として、第１吐出ポート３１を通じて吐出された作動油を高圧の作動油として流体圧機器へ供給してもよい。また、流体圧機器へ単一の圧力の作動油を供給する場合は、第２吐出ポート３２を通じて吐出された作動油と第１吐出ポート３１を通じて吐出された作動油とが合流されて流体圧機器へ供給される。
　また、上述のようにベーンポンプ１００が駆動している間、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第１吐出区間ＤＳ１側にある背圧室５と、第１遷移区間ＴＳ１から第１吐出区間ＤＳ１にある背圧室５と、には、第１吐出区間ＤＳ１でポンプ室６から吐出された作動油が第１背圧ポート３４ａを通じて供給され、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第２吐出区間ＤＳ２側にある背圧室５と、第２遷移区間ＴＳ２から第２吐出区間ＤＳ２にある背圧室５と、には、第２吐出区間ＤＳ２でポンプ室６から吐出された作動油が第２背圧ポート３５ａを通じて供給される。
　このように、背圧室５に供給される作動油の圧力を異ならせることによって、例えば、第１吐出区間ＤＳ１でポンプ室６から吐出される作動油の圧力が低圧となった場合には、第１背圧ポート３４ａを通じて作動油が供給される背圧室５の圧力も低くなることから、第２吐出区間ＤＳ２でポンプ室６から吐出された比較的高圧の作動油がすべての背圧室５に供給される場合と比較し、背圧室５の圧力によってベーン３がカムリング４の内周カム面４ａに押し付けられる力が低減される。これによりベーン３と内周カム面４ａとの間に生じる摩擦力が低減され、結果として、ベーンポンプ１００を駆動するためのトルクを低減することができる。
　また、上記構成のベーンポンプ１００では、ポンプ室６に作動油が吸入される吸入区間ＳＳ１が１つであり、ポンプ室６から作動油が吐出される吐出区間ＤＳ１，ＤＳ２が２つであり、遷移区間ＴＳ１，ＴＳ２，ＴＳ３が３つである。したがって、２つの吸入区間と２つの吐出区間とを有する平衡型のベーンポンプと比較すると、吸入区間の数と遷移区間の数が１つずつ減少することから、吸入区間ＳＳ１や吐出区間ＤＳ１，ＤＳ２を長くすることが可能となる。
　このため、例えば、吸入区間ＳＳ１を長くすることで、ポンプ室６に作動油を十分吸入することが可能となり、結果としてポンプ効率を向上させることができる。また、吐出区間ＤＳ１，ＤＳ２を長くすることで、ポンプ室６から吐出される作動油の圧力を安定させることができる。
　以上の実施形態によれば、以下に示す効果を奏する。
　上記実施形態に係るベーンポンプ１００では、吸込ポート（吸込用凹部３３、吸込用切欠部４１）、第１吐出ポート３１及び第２吐出ポート３２の３つのポートが、ロータ２の回転方向に沿って、この順番で配置される。つまり、１つの吸込ポートで吸込まれた作動油は、まず第１吐出ポート３１を通じて吐出され、続いて第２吐出ポート３２を通じて吐出される。このように、２つの吐出ポート３１，３２に対して吸込ポートを１つにすることによって、作動油を吸入する吸入期間が長くなるため、作動油を十分に吸込むことが可能となり、また、作動油の吸入から吐出までの期間が長くなるため、十分に昇圧された作動油を各吐出ポート３１，３２を通じて吐出することが可能となる。このように、上記実施形態に係るベーンポンプ１００では、作動油の吸込み不足や昇圧不足が解消され、結果として、ベーンポンプ１００の吐出圧の変動を抑制することができる。
　以上のように構成された本発明の実施形態の構成、作用、及び効果をまとめて説明する。
　ベーンポンプ１００は、回転駆動されるロータ２と、ロータ２に放射状に形成された複数のスリット２ａに摺動自在に挿入される複数のベーン３と、ロータ２の回転に伴いベーン３の先端部３ａが摺接する内周カム面４ａを有するカムリング４と、隣り合うベーン３と、ロータ２と、カムリング４と、の間に画成されるポンプ室６と、ポンプ室６に吸い込まれる作動油を導く吸込ポート（吸込用凹部３３、吸込用切欠部４１）と、ポンプ室６から吐出される作動油を導く第１吐出ポート３１及び第２吐出ポート３２と、を備え、吸込ポート３３，４１、第１吐出ポート３１及び第２吐出ポート３２は、ロータ２の回転方向に沿って、この順番で配置される。
　この構成では、吸込ポート３３，４１、第１吐出ポート３１及び第２吐出ポート３２の３つのポートが、ロータ２の回転方向に沿って、この順番で配置される。つまり、１つの吸込ポート３３，４１で吸込まれた作動油は、まず第１吐出ポート３１を通じて吐出され、続いて第２吐出ポート３２を通じて吐出される。このように、２つの吐出ポート３１，３２に対して吸込ポート３３，４１を１つにすることによって、作動油を吸入する吸入期間が長くなるため、作動油を十分に吸込むことが可能となり、また、作動油の吸入から吐出までの期間が長くなるため、十分に昇圧された作動油を各吐出ポート３１，３２を通じて吐出することが可能となる。このように、上記構成のベーンポンプ１００では、作動油の吸込み不足や昇圧不足が解消され、結果として、ベーンポンプ１００の吐出圧の変動を抑制することができる。
　また、この構成では、作動油は、第１吐出ポート３１と第２吐出ポート３２との２つの吐出ポートから吐出される。このため、異なる圧力の作動油を必要とする流体圧機器に対して変動の少ない安定した２つの圧力を供給することができる。
　また、ポンプ室６の容積は、吸込ポート３３，４１とポンプ室６とが連通する吸入区間ＳＳ１においてロータ２の回転に伴って拡大し、吸入区間ＳＳ１に続く第１吐出ポート３１とポンプ室６とが連通する第１吐出区間ＤＳ１においてロータ２の回転に伴って縮小し、第１吐出区間ＤＳ１に続く第２吐出ポート３２とポンプ室６とが連通する第２吐出区間ＤＳ２においてロータ２の回転に伴ってさらに縮小し、第２吐出区間ＤＳに続く吸入区間ＳＳ１において再び拡大する。
　この構成では、１つの吸入区間ＳＳ１で吸込まれた作動油は、まず第１吐出区間ＤＳ１において吐出され、続いて第２吐出区間ＤＳ２において吐出される。このように、２つの吐出区間ＤＳ１，ＤＳ２に対して吸入区間ＳＳ１を１つにすることによって、作動油を吸入する吸入期間が長くなるため、作動油を十分に吸込むことが可能となり、また、作動油の吸入から吐出までの期間が長くなるため、十分に昇圧された作動油を各吐出区間ＤＳ１，ＤＳ２において吐出することが可能となる。このように、上記構成のベーンポンプ１００では、作動油の吸込み不足や昇圧不足が解消され、結果として、ベーンポンプ１００の吐出圧の変動を抑制することができる。
　また、吸入区間ＳＳ１と第１吐出区間ＤＳ１との間に、ポンプ室６が閉塞される第１遷移区間ＴＳ１が設けられ、第１吐出区間ＤＳ１と第２吐出区間ＤＳ２との間に、ポンプ室６が閉塞される第２遷移区間ＴＳ２が設けられ、第２遷移区間ＴＳ２におけるポンプ室６の容積変化率は、第１遷移区間ＴＳ１におけるポンプ室６の容積変化率よりも小さい。
　この構成では、第２遷移区間ＴＳ２におけるポンプ室６の容積変化率が、第１遷移区間ＴＳ１におけるポンプ室６の容積変化率よりも小さく設定される。このように第２遷移区間ＴＳ２におけるポンプ室６の容積変化率を小さくすることで、第２遷移区間ＴＳ２を移動するポンプ室６内の圧力が変動すること、特にサージ圧が発生することを抑制することができるとともに、続く第２吐出区間ＤＳ２において吐出される作動油の圧力を安定させることができる。この結果、圧力変動が小さい安定した圧力の作動油を流体圧機器に供給することができる。
　また、ベーンポンプ１００は、スリット２ａ内においてベーン３の基端部３ｂによって区画される背圧室５をさらに備え、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第１吐出区間ＤＳ１側にある背圧室５には、第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油が導かれ、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第２吐出区間ＤＳ２側にある背圧室５には、第２吐出ポート３２を通じて吐出される作動油が導かれる。
　この構成では、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第１吐出区間ＤＳ１側にある背圧室５には、第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油が導かれ、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第２吐出区間ＤＳ２側にある背圧室５には、第２吐出ポート３２を通じて吐出される作動油が導かれる。このため、第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油の圧力が低圧となった場合には、吸入区間ＳＳ１内にある背圧室５のうち第１吐出区間ＤＳ１側にある背圧室５の圧力も低くなることから、背圧室５の圧力によってベーン３がカムリング４の内周カム面４ａに押し付けられる力が低減される。これによりベーン３と内周カム面４ａとの間に生じる摩擦力が低減され、結果として、ベーンポンプ１００を駆動するためのトルクを低減することができる。
　また、ベーンポンプ１００は、第１吐出ポート３１の開口縁部からロータ２の回転方向とは反対の方向に延びる第１ノッチ３１ａと、第２吐出ポート３２の開口縁部からロータ２の回転方向とは反対の方向に延びる第２ノッチ３２ａと、をさらに備え、第１ノッチ３１ａの周方向における長さである第１長さＬ１は、第２ノッチ３２ａの周方向における長さである第２長さＬ２よりも長い。
　この構成では、第１ノッチ３１ａの周方向における長さである第１長さＬ１が、第２ノッチ３２ａの周方向における長さである第２長さＬ２よりも長く設定される。このように、第１ノッチ３１ａを長くすることによって、ポンプ室６の圧力が比較的不安定となる第１遷移区間ＴＳ１においてポンプ室６の圧力を、ポンプ室６が第１吐出区間ＤＳ１に至る前に安定させることが可能となり、結果として第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油の圧力を安定させることができる。
　また、この構成では、ポンプ室６の圧力が比較的安定する第２遷移区間ＴＳ２に設けられる第２ノッチ３２ａの長さを短くすることによって、第２ノッチ３２ａを通じて第２吐出ポート３２からポンプ室６へ作動油が流入することを抑制し、第２吐出ポート３２の圧力が低下することを防止することが可能となり、結果として第２吐出ポート３２を通じて吐出される作動油の圧力を安定させることができる。
　また、ベーンポンプ１００は、第１吐出ポート３１の開口縁部からロータ２の回転方向とは反対の方向に延びる第１ノッチ３１ａと、第２吐出ポート３２の開口縁部からロータ２の回転方向とは反対の方向に延びる第２ノッチ３２ａと、をさらに備え、第１吐出ポート３１の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第１ノッチ３１ａの断面積Ｓ１は、第２吐出ポート３２の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第２ノッチ３２ａの断面積Ｓ２よりも大きい。
　この構成では、第１吐出ポート３１の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第１ノッチ３１ａの断面積Ｓ１が、第２吐出ポート３２の開口縁部から周方向に所定の距離Ｌ０だけ離れた位置における第２ノッチ３２ａの断面積Ｓ２よりも大きく設定される。このように、第１ノッチ３１ａの断面積Ｓ１を大きくすることによって、ポンプ室６の圧力が比較的不安定となる第１遷移区間ＴＳ１においてポンプ室６の圧力を、ポンプ室６が第１吐出区間ＤＳ１に至る前に安定させることが可能となり、結果として第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油の圧力を安定させることができる。
　また、この構成では、ポンプ室６の圧力が比較的安定する第２遷移区間ＴＳ２に設けられる第２ノッチ３２ａの断面積Ｓ２を小さくすることによって、第２ノッチ３２ａを通じて第２吐出ポート３２からポンプ室６へ作動油が流入することを抑制し、第２吐出ポート３２の圧力が低下することを防止することが可能となり、結果として第２吐出ポート３２を通じて吐出される作動油の圧力を安定させることができる。
　また、第２吐出ポート３２を通じて吐出される作動油の圧力は、第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油の圧力よりも高い。
　この構成では、第２吐出ポート３２を通じて吐出される作動油の圧力の方が、第１吐出ポート３１を通じて吐出される作動油の圧力よりも高い。このように、吸込ポート３３，４１が１つであっても、第１吐出ポート３１から比較的低圧の作動油を供給し、第２吐出ポート３２から比較的高圧の作動油を供給することで、異なる圧力の作動油を必要とする流体圧機器に対して変動の少ない安定した２つの圧力を供給することができる。
　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。
　例えば、ベーンポンプ１００は、吐出容量（ポンプ押しのけ容積）が一定である形式のポンプに限定されず、カムリングを変位させることによって吐出容量を変更可能な可変容量型のポンプであってもよい。
　本願は２０１８年９月１９日に日本国特許庁に出願された特願２０１８－１７４６２０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 (7)

  1. 　ベーンポンプであって、
    　回転駆動されるロータと、
    　前記ロータに放射状に形成された複数のスリットに摺動自在に挿入される複数のベーンと、
    　前記ロータの回転に伴い前記ベーンの先端部が摺接する内周カム面を有するカムリングと、
    　隣り合う前記ベーンと、前記ロータと、前記カムリングと、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第１吐出ポート及び第２吐出ポートと、を備え、
    　前記吸込ポート、前記第１吐出ポート及び前記第２吐出ポートは、前記ロータの回転方向に沿って、この順番で配置されるベーンポンプ。
  2. 　請求項１に記載のベーンポンプであって、
    　前記ポンプ室の容積は、前記吸込ポートと前記ポンプ室とが連通する吸入区間において前記ロータの回転に伴って拡大し、前記吸入区間に続く前記第１吐出ポートと前記ポンプ室とが連通する第１吐出区間において前記ロータの回転に伴って縮小し、前記第１吐出区間に続く前記第２吐出ポートと前記ポンプ室とが連通する第２吐出区間において前記ロータの回転に伴ってさらに縮小し、前記第２吐出区間に続く前記吸入区間において再び拡大するベーンポンプ。
  3. 　請求項２に記載のベーンポンプであって、
    　前記吸入区間と前記第１吐出区間との間に、前記ポンプ室が閉塞される第１遷移区間が設けられ、
    　前記第１吐出区間と前記第２吐出区間との間に、前記ポンプ室が閉塞される第２遷移区間が設けられ、
    　前記第２遷移区間における前記ポンプ室の容積変化率は、前記第１遷移区間における前記ポンプ室の容積変化率よりも小さいベーンポンプ。
  4. 　請求項２に記載のベーンポンプであって、
    　前記スリット内において前記ベーンの基端部によって区画される背圧室をさらに備え、
    　前記吸入区間内にある前記背圧室のうち前記第１吐出区間側にある前記背圧室には、前記第１吐出ポートを通じて吐出される作動流体が導かれ、
    　前記吸入区間内にある前記背圧室のうち前記第２吐出区間側にある前記背圧室には、前記第２吐出ポートを通じて吐出される作動流体が導かれるベーンポンプ。
  5. 　請求項１に記載のベーンポンプであって、
    　前記第１吐出ポートの開口縁部から前記ロータの回転方向とは反対の方向に延びる第１ノッチと、
    　前記第２吐出ポートの開口縁部から前記ロータの回転方向とは反対の方向に延びる第２ノッチと、をさらに備え、
    　前記第１ノッチの周方向における長さは、前記第２ノッチの周方向における長さよりも長いベーンポンプ。
  6. 　請求項１に記載のベーンポンプであって、
    　前記第１吐出ポートの開口縁部から前記ロータの回転方向とは反対の方向に延びる第１ノッチと、
    　前記第２吐出ポートの開口縁部から前記ロータの回転方向とは反対の方向に延びる第２ノッチと、をさらに備え、
    　第１吐出ポートの開口縁部から周方向に所定の距離だけ離れた位置における第１ノッチの断面積は、第２吐出ポートの開口縁部から周方向に前記所定の距離だけ離れた位置における第２ノッチの断面積よりも大きいベーンポンプ。
  7. 　請求項１に記載のベーンポンプであって、
    　前記第２吐出ポートを通じて吐出される作動流体の圧力は、前記第１吐出ポートを通じて吐出される作動流体の圧力よりも高いベーンポンプ。
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